滚动轴承论文接触应力论文：NU210E圆柱滚子轴承极限偏斜角与载荷的关系研究

滚动轴承论文接触应力论文：NU210E圆柱滚子轴承极限偏斜

角与载荷的关系研究

摘要：滚动轴承的偏斜角是导致轴承过早损坏的一个主要原因，因此对于一定载荷下最大许用偏斜角的求解在实际生产中是很重要的。本文以圆柱滚子轴承在额定动载荷作用下、偏斜角为2′时求得的接触应力和接触变形量为已知条件，求出在不同载荷条件下所允许使用的最大偏斜角。

关键词：滚动轴承，接触应力，偏斜角

引言

在实际生产中，轴承安装使用以后，由于外部载荷及安装误差等原因，导致轴承内、外圈轴线相互倾斜，倾斜后内、外圈轴线所夹的角称为偏斜角。这种偏斜是影响轴承内部负荷分布不均的主要因素，也是影响轴承使用可靠性和使用寿命的主要因素之一，在重载场合下甚至会导致轴承的内圈和轴胶合在一起，使得轴和轴承共同报废，造成了严重的经济损失。因此，轴承极限偏斜角也就成为轴承使用的一个重要参数。若能比较准确的确定轴承的许用偏斜角，就可以很好地改善轴承偏载现象，就能提高轴承的使用寿命，取得较好的经济效益。

在轴承的设计中，单列圆柱滚子轴承已经给出参考值，它的极限偏斜角为2′，但是该值是在额定载荷下的极限偏斜角。事实上，实际生产中轴承很少在额定载荷下进行工作，

因此找出在不同载荷下轴承的极限偏斜角就具有重要的意义。

1、圆柱滚子轴承表面接触应力及接触变形量计算方法

从轴承的损坏情况可以看出，对圆柱滚子轴承来说，偏斜主要发生在内圈，因此主要考虑滚子与轴承内圈之间的表面接触应力及接触变形量。表面接触应力可以使用hertz公式进行求解，由于变形量相对于圆柱滚子以及内圈滚道的宽度是非常小的，可以采用hertz公式中两轴线平行的圆柱体接触问题的公式进行求解。平面接触问题的弹性趋近量没有准确解，只能采用经验公式计算。在多种近似公式中，滚动轴承常用的是帕姆格林(palmgren)公式。作以下的假设条件进行计算：1.不考虑轴承游隙和轴向力的影响；2.轴承套圈整体为刚体，允许滚道局部变形；3.理想润滑状态。[1]

1.1法向接触负荷q的确定

轴承在径向载荷fr作用下，根据滚子的受载分析，可以得出滚动体与内外滚道的径向接触负荷q，由下式计算：

1.2 轴承仅在额定动载荷cr作用时

线接触hertz应力公式：

2、实际计算

2.1额定动载荷cr且无偏斜时

2.2额定动载荷cr且偏斜角θ＝2′时

滚动轴承内圈偏斜以后的几何关系如图1所示[5]，其

中：ab为偏斜前轴承内圈的中心线；cd为偏斜后轴承内圈的中心线；o为轴承的中心点；de为ab的垂线。

从图中可知，在c点和d点弹性趋近量的变化最大，de 的长度即为偏斜角所导致的最大弹性趋近量：de=od*sinθ，由于θ角的值非常小，可近似认为sinθ=θ，故de=θ*od。又由于变形发生在滚子和轴承内圈之间，即od=l/2，所以发生倾斜以后的最大弹性变形量为

δmax=δ+de=δ+θ*od=δ+θ*l/2，然后通过公式5求出在该变形量下的应力值[6]：

2.3不同载荷下的极限偏斜角

取不同的载荷，依据前述的计算方法计算该载荷在不同的偏斜角下的应力值，并与比较。当 = 时，所得出的偏斜角即为此载荷下nu210e圆柱滚子轴承的极限偏斜角。分别取额定载荷的1、0.8、0.6、0.4、0.2、0.1倍为使用载荷，计算出该载荷下的极限偏斜角，并根据计算结果做出图2。

3、结论

（1）、图2中可以看出，极限偏斜角与载荷大小近似成线性关系，随着载荷的减小极限偏斜角逐渐增大，因此，在实际使用载荷较大时，偏斜角应取较小的值；在实际使用载荷较小时，可以取较大的偏斜角。

（2）、将图2中的曲线延伸后可以看出，即使载荷很小

时，偏斜角也不能太大，其极限值大约为33分。

本文分析结果可以作为轴承使用中的一个重要参照，对照着载荷的大小选择合适的偏斜角，对轴承的实际使用及提高其使用寿命具有重要的指导意义。

参考文献

[1] 邱军鹏、舒寅清、邓效忠等. 轧机用重型四列圆锥滚子轴承偏斜角的研究[m].轴承，2007.4:12～15

[2] t.a.harris著，罗继伟译.滚动轴承分析

[m].1997.10：

[3] 罗继伟，张俊杰.圆锥滚子接触应力数值求解[j].轴承，2004（9）：1～3

[4] 李明，申光宪.有限元法在接触问题中的应用[j].机械管理开发，2005（2）：49～50

[5] 余俊.滚动轴承计算[m].高等教育出版社，1993.7:30～46

[6] 陈家庆，周海，吴世勤.圆柱滚子轴承载荷分布的理论研究[j].轴承，2001(6):8～11

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