深沟球轴承优化设计-曲老师

深沟球轴承优化设计

一、定义：

深沟球轴承优化设计，是指在给定的轴承外形尺寸的条件下，寻求合理的轴承内部结构尺寸，使轴承的承载能力、性能都达到最佳。（这是理想目标）

承载能力以其额定动负荷Cr最大来衡量。此时接触疲劳寿命最大。

不尽合理，轴承的工况不同，对性能要求也不一样，不一定非要接触疲劳寿命最长。例：家用电器用轴承，载荷小→疲劳寿命很长

一般以噪声寿命，又如：卡车轮毂轴承。以抗断裂为主要指标……

主参数：Z，Dw，Dwp决定了Cr 的大小，称它们为主参数

2/31.8bmfoZDw Dw25.4mmCr2/31.43.7bfZD Dw>25.4mmmow

式中 bm为材料系数

fo载荷系数，它与Dw/Dwp值有关

此两值有标准可查。

为了使Cr最大，就是要选择一组合适的主参数，在满足一定外形尺寸的条件下，实现

Cr最大。这使是一个有约束的优化问题。

洛阳轴研所19年完成“深沟球轴承优化统一图册”包含111种型号深沟轴承主参数值。

二 我国轴承套圈结构及结构参数设计改进

1． 外圈带游隙设计

原来零游隙设计：De=di+2Dw

选取合套率低的后果。由于外内沟直径及钢球直径都有公差，加之轴承游隙为正值几微米～几十微米，很少能达到此值，合套后50%以上游隙不合格。就是说，套圈内、外沟严格按设计图尺寸加工，却生产不出合格游隙的产品。困扰轴承行业30多年。

优化设计采用外圈带游隙设计

De di2Dwminmax2（游隙平均值，min、max为上下限）

合套率达95%以上。

2． 内外沟道不等曲率设计（而是等 设计）

a 沟曲率半径:

Rifi•DwRefe•Dw

等曲率:即fi=fe=0.515

缺点：内圈接触点压力大（内圈接触区小，压力大）内圈易先损坏，轴承寿命低。

内外沟不等曲率，等压力设计。

内圈高密合度设计，外圈低密合度设计（即fiDw/rDw/2r2

密合度

r-套圈沟曲率半径，是滚动体母线曲率半径与沟道曲率半径之比。记为 

在同样的载荷下，密合度↑→接触角↑→接触压力↑→承载能力↑→摩擦↑。

Rbr Rb——球面滚子曲率半径）

（球面滚子轴承

球轴承曲率半径系数：

frDw

f↑→承载能力↑→摩擦↘

本次深沟球轴承优化设计中取

fi 0.515-0.520Dw8mmfe 0.525-0.530fi 0.512-0.520Dw8mmfe 0.523-0.530

优点：a内外沟道最大接触压力接近，内外沟破坏几率基本相同，寿命↑

b fe ↑→减小轴承摩擦

c便于接触区油膜形成，内外圈膜厚度接近。

d降低振动与噪声

e改善轴承性能，极限转速↑，灵活

3压缩沟曲率半径公差

改公差带对称双向公差为单向公差。

旧R 例

Dw=8时，

Ri0.03新

Ri0.04

优点：a、能更好的保证内外沟不等曲率设计

b、过去的够曲率量具仍可用（公称尺寸不变）

4挡边高度设计

挡边高度系数：Kdi(d2di)/Dw

Kde(Ded2)/Dw

d2内挡边直径，di内沟底直径

Kd愈大沟道愈深

优化设计：

a改浅沟为深沟设计，原Kd=0.257改为 Kd=0.35～0.4

不易造成接触椭圆截断现象，有利承受一定的轴向载荷。

B采用内外圈挡边等高设计

KdKdiKde国际大公司通用

C在挡边与沟道圆弧相交处加一个0.1～0.2的过渡圆弧角，可得证轴承装配时不划伤钢球。

三 保持架设计改进

保持架对轴承振动合噪声影响较大，为了降低振动合噪声，进行以下改进设计： 1． 采用近似真圆兜孔代替原椭圆兜孔，即保持架球窝为真圆，深度 k0.5Dwc

c愈小愈好

2． 增加保持架宽度（取为0.42～0.45Dw）

以上两条减小了保持架窜动→振动、噪声↘

3采用带锥度、过盈配合铆钉，减少了两片保持架间的错位，并便于装配。

4 改变保持架材料，用增强尼龙保持架→振动、噪声↘↘

四 标准化设计

优化设计中充分考虑标准化、系列化、通用化的原则。

1、 基型轴承与密封轴承套圈通用，保持架到轴承端面留有足够的距离，以装防尘盖、密封圈。

2、 钢球直径、挡边高度通用。采用标准公差。

执行JB/CQ107标准。 五填球角

填球角约束着钢球的直径Dw、个数Z及其中心圆直径Dwp之间的匹配关系(↑——Dw，Z可↑。同时它还影响着装配过程中外圈压缩变形量（↑可能产生残余变形（外圈））和装配力的大小，↑——x↑

自动装配时，深沟球轴承填球角理想值一般为为181°～186°，小于181°，容易散球，大于186°，自动装配较为困难。优化设计后填球角最大值为max：

直径系列 6000 6200 6300 00

195° 194° 193° 192°

装配时不会因为外圈弯曲过大产生残余变形。（详细公式书中P9）

六密封设计改进

密封轴承是深沟球轴承基型的变型结构。

包

-RS接触式带骨架橡胶密封圈-RZ非接触式带金属防尘盖Z.LZ

1它与基型轴承不同处

a外圈带密封槽

b内外圈挡边直径D2，d2的公差比基型严格，

c内外圈沟道对端面对称度a的公差产于基型，内外圈其余尺寸和钢球、保持架等均与基型深沟球轴承优化设计完全一致。

2两个通用设计：

a外圈安装密封圈或防尘盖的密封槽取同样设计，另外内圈挡边也通用。

B接触式和非接触式密封圈外径、密封唇取同样形式。

3密封轴承设计原则是：

1. 外圈密封槽止口最小厚度，一般取0.5mm；

2. 外圈密封槽底处套圈最小壁厚，不小于[0.09（D-d）-1]；

3. 保持架与密封圈内径唇部最小距离不小于0.3mm。

a4外圈密封槽与密封外径唇部设计

b a国际典型结构，日本美国等广泛采用

特点是：密封圈轴向定位，侧向压缩的定位配合方法

优点：结构简单，装配容易（条件是：密封槽加工精度高）

缺点：是密封槽尺寸精度较低时，密封圈装不上（太紧）或配合过松，容易造成密封圈在槽中打滑甚至出现外圈漏脂的情况。我国密封槽尺寸分 是国外的两倍，不易采用此种结构。

B优化设计结构

1． 特点：密封圈采用径向定位，轴向引导，径向和侧向联合压缩定位的配合方法，

优点：具有对密封槽精度要求低，定位配合可靠的优点。

缺点：装配压力较大，在外径唇部开一个减压槽，其半径D-R

2．外圈压缩量由压缩量参数确定，一般为径向过盈0.08～0.16mm，在此压缩量下，即保证外圈不漏脂，又能保证较小的装配压力。

3外圈压坡角θ为45º，若θ过大，会造成密封槽向滚道侧移动，减小了密封空间，同时，还减小 ；还有装防尘盖时有可能造成径向分力过大，使外圈外涨；若θ过小，在装防尘盖时有可能引起轴向分力过大，使密封槽崩口（甭断）。

5内圈挡边与密封圈的结构形式：

A 非接触式密封圈的结构形式：

a日本NTN，NSK等公所采用动压密封原理

优点：1轴承运转时具有良好的防外界杂质进入、防润滑脂泄漏效果

2轴承停止运转时，则形成静压曲路密封，密封效果良好

缺点：对密封槽要求高，对密封槽轴向公差，轴承轴向游隙较敏感。

b接触唇加一个非接触唇及 结构

优点：形成了双动压密封，可防止泄漏。

缺点：由于动压作用，顺斜坡有吸进外部杂质入轴承内的作用，密封间隙短，效果差。

过去国内普遍采用，现在已淘汰。

C优化结构——双唇带滞留槽结构

优点：1避开了轴向公差、轴向游隙的影响

2密封面（内外径）磨加工提高了密封副精度，（无心磨削，效率高，成本低）密封效果好；

3内圈挡边无槽降低了加工成本；

4滞留槽使溢出的润滑脂存在槽内，在轴承有漏脂趋势时，将非接触唇与挡边用脂密封起来，提高了密封性能。

5双唇形成较长的间隙密封，密封性能好。

密封副间隙越长，间隙量越小越好，间隙距离长度受轴承结构，间隙量受加工精度，一般取0.4-0.1mm。

aB接触式密封结构形式

bc a圆弧式径轴向联合贴压式密封。

优点：，密封面磨加工，接触压力小，密封可靠，摩擦力小。

缺点：对轴承轴向游隙、公差较为敏感，而且外界磨粒性介质对密封唇有磨损，易损坏，多一个圆弧加工面。

b两个非接触唇加一个接触唇结构，NSK采用

优点：两非接触唇密封间隙长，具有动压效果，形成油膜密封；

接触唇侧向贴压式密封，接触压力小，密封效果特别好。

缺点：对密封槽精度要求高，密封唇磨损快，材料要求好。

c径向贴压式结构

优点：密封可靠，密封面磨加工精度高，比a、b两种结构少一个加工面，节约费用，并避开了轴向游隙的影响。

缺点：接触压力大，为此在密封唇部开有减压槽。但是外界磨粒性介质会集存在减压槽内，对裸露的唇部造成磨损。

d优化结构——一个接触唇加一个非接触唇和一个润滑脂滞留槽结构

优点：具有径向贴压式的优点

非接触唇和滞留槽加长了密封间隙，提高了密封效果，防止外界磨损颗粒性截止进入，避免了接触唇磨损快。接触唇与挡边的压缩量为0.1～0.8mm。设计方法P23页根据d取值

润滑脂引导角β一般取为30°～60°，其作用是引导润滑脂流动，防止脂的泄漏。

6金属防尘盖设计

RFRFD4DFD3D4D3DF SFSF优化设计防尘盖是开槽式外卷边内弯边

特点：外卷边，内弯边增加防尘盖强度和刚度；内弯边与挡边形成长距离间隙密封，间隙为0.3～1.2 mm外卷边压紧在密封槽的两个侧面，防尘盖外径不与密封槽底接触，减小外圈变形，装配压力小。