调心滚子轴承径向工作游隙预紧

  轴承游隙包括原始游隙和预紧后游隙。原始游隙是指常温常压下，滚动轴承在没有受到任何外力的情况下安装前的自由游隙；工作游隙是指常温常压下，滚动轴承装配后经过预紧施压调整，进入待工作状态时的游隙。

  对于精度要求高的机械设备，为了能够更好的保证传动精度和适当的常规使用的寿命，往往要对滚动轴承进行预紧，以控制工作游隙的大小。因此根据预紧的要求来确定轴承的原始游隙是十分必要的。现以冶金设备减速机中需要预紧的双列调心滚子轴承为例,讨论其径向工作游隙的影响因素及原始游隙的选择原则。

  滚动滚动轴承预紧时，为达到合理的工作游隙，应考虑载荷、装配、温升和润滑等因素的影响，对某些传动结构，还应该要考虑轴承支承、轴承系刚度等因素。这里主要讨论载荷、装配、温升和润滑等因素对轴承预紧后径向工作游隙的影响。

  轴承游隙的大小会影响滚动轴承的载荷分布，同理，轴承的工作载荷也会影响到轴承工作游隙的变化。轴承在工作载荷的作用下，径向力使内圈产生弹性接触变形而扩张，从而引起轴承径向游隙减小 。对于滚子轴承，其减小量可按以下公式估算：

  同样, 在径向力作用下, 轴承外圈也将产生弹性接触变形而扩张, 从而引起轴承径向游隙增加。对于滚子轴承, 其增加量可按以下公式估算:

  比较公式1与公式2可知:Δ′1Δ″1。在工作载荷的作用下, 滚动体与内、外圈弹性接触变形的结果使轴承径向游隙增加, 其增加量为:

  轴承的内、外圈分别与轴颈和轴承座以过盈配合装配联接在一起。内圈与轴颈的过盈配合使其略为胀大，而外圈与轴承座的过盈配合使其收缩，总的影响结果使轴承的径向游隙减小轴承内圈与轴颈的过盈配合引起的游隙减小量Δ′2、外圈与轴承座的过盈配合引起的游隙减少量Δ″2可分别按式 (4) 、式 (5) 计算[2]:

  式中:δi为轴承内圈和轴颈的有效过盈量, mm;δa为轴承外圈和轴承座的有效过盈量, mm;da、Di分别为轴承外圈滚道直径及内圈滚道直径, mm。对滚子轴承[2]:da≈ (3D+d) /4;Di≈ (D+3d) /4;d0为空心轴的内径, mm;Dh为轴承座外径, mm。

  轴承在工作运转中，由于摩擦等原因会产生热量，引起温度上升。一般工作情况下，轴承的工作时候的温度不超过100℃。由于轴承外圈的表面积大于内圈的表面积，散热速度快，使得外圈温度不高于内圈温度，因此内圈的热膨胀量大于外圈，致使轴承工作时的游隙比安装时小。此外，温度上升时滚动体的温度也会增加，致使游隙进一步减小 。

  一般推荐内圈温度高于外圈5～10℃, 即温差Δt=5～10℃。因此可计算出内、外圈因温度差的影响引起的游隙减小量为[2]:

  轴承运转时滚动体与内、外圈滚道相互接触，产生弹性变形，接触表面之间形成弹性流体动压润滑油膜，油膜厚度与轴承滚子和两接触面的表面粗糙度有关。完全弹性流体润滑状态时，载荷全部由油膜承担，实际上，轴承工作时滚子与内、外圈的滚道多属混合润滑，载荷由油膜和母体一同承担。油膜厚度的存在将使轴承径向游隙减小 。

  式中:α为润滑油的压黏系数, 1/MPa, 取α=2.2×10-2;η0为润滑油在大气压力下的动力黏度, MPa·s;V为滚子与内、外圈滚道之间的平均线速度, mm/s;ρ为当量半径, mm。滚子与内圈的当量半径ρ内= (Ridg) / (2Ri+dg) (其中Ri为内圈滚道半径, dg为滚子直径) ;滚子与外圈的当量半径ρ外= (radg) / (2ra-dg) (其中ra为外圈滚道半径) ;W为滚子与内、外圈滚道线接触单位长度上的载荷, N/mm;E′为材料的综合弹性模量, MPa, E′=1.0989 E, 其中E为弹性模量。

  利用式 (10) 分别计算出滚子与内、外圈滚道之间的最小油膜厚度hmin内、hmian外, 则滚子与内、外圈滚道间总的油膜厚度为h=hmin内+hmian外。油膜厚度将使轴承径向游隙减小, 减小量等于滚子与内、外圈滚道间总的油膜厚度, 即:

  预紧具有调整轴承工作游隙的作用, 而轴承在运转过程中, 径向工作游隙的大小直接影响轴承内部载荷的分布状况, 表现为:轴承内部分滚动体承受载荷, 而部分滚动体不承受载荷。由于滚动体与轴承内、外圈滚道间存在弹性接触变形, 因此当轴承存在径向游隙时, 轴承内的负载区域将缩小, 最大滚动体负载将随之增加。球面滚子轴承在径向载荷的作用下, 轴承载荷分布函数可表示为[4]:

  式中:uε为轴承工作游隙, μm;Fr为径向载荷, N;L为滚子有效长度, mm;Z为滚子数目;f (ε) 为载荷分布函数。

  有关资料表明:当载荷分布参数ε≤0.5时, 轴承内仅有小于等于180°半圆滚道承受载荷;当0.5ε1时, 轴承内有大于180°圆周滚道承受载荷;当ε≥1时, 轴承内圆周整个滚道都承受载荷;当ε=0.7～0.8时, 轴承的常规使用的寿命最大。理论计算表明[5]:对于球面滚子轴承, 当其常规使用的寿命最长, 即载荷分布参数ε=0.7～0.8时, 载荷分布函数f (ε) =-1.897～-2.455。此时可求得轴承常规使用的寿命最长时的最佳工作游隙uεp为:

  使轴承常规使用的寿命最长的载荷分布函数f (ε) 是一个范围值, 因此最佳工作游隙μεp也是一个范围值。

  如上所述，直接影响轴承常规使用的寿命的是工作游隙，它受到原始游隙的大小及载荷、装配、温升

  和润滑等因素的影响。由以上分析可知, 工作载荷引起的滚动体与内、外圈滚道的弹性接触变

  形使轴承径向游隙增大, 其余各因素均使轴承径向游隙减小。考虑预紧调整量, 则轴承的工作游隙uε为:

  式中最佳工作游隙uεp由式 (13) 求得。由于轴承最佳工作游隙uεp为一范围值, 因此由式 (15)

  在轴承标准中, 无论是游隙的基本组还是辅助组, 对于某一公称尺寸的轴承, 游隙有一最小值

  和一最大值即游隙范围。因此可按计算的最佳原始游隙范围选取与其最接近的轴承标准中的游隙组别, 以使轴承获得最长的使用寿命。

  影响轴承游隙的因素很复杂，除以上分析的几项外，还有轴承制造的形状误差、轴系结构、

  轴承支承方式、轴的刚度等因素。某冶金设备磁带机中使用的23030双列调心滚子轴承，原来常规使用的寿命一年左右，应用以上办法来进行分析计算，确定的最佳原始游隙为150~200μm，预紧后轴承的最佳工作游隙为80~120μm，常规使用的寿命达到两年以上，取得了良好的效果。实践证明这种方法是可行的，能够保证轴承在具体的工作条件下处于最佳的工作游隙状态，达到最长的使用寿命。

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