深沟球轴承优化设计-精
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C r 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 ，D w ，D wp 决定了C r 的大小，称它们为主参数2/3 1.8m o w w r 2/3 1.4m o w w b f Z D D 25.4mm C 3.647b f Z D D >25.4mm⎧≤⎪=⎨⎪⎩ 式中 b m 为材料系数f o 载荷系数，它与D w /D wp 值有关 此两值有标准可查。
为了使C r 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C r 最大。
这使是一个有约束的优化问题。
洛阳轴研所1989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：D e =d i +2D w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min maxe i w D d 2D 2μμ+=++（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:⎭⎬⎫•=•=w e e w i i D f R D f R等曲率:即f i =f e =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。
深沟球轴承优化设计-精选文档88页
6、保持架设计
车制黄铜保持架的一种新结构
6、保持架设计
车制黄铜保持架两种结构对比
设计要求
旧结构
兜孔的表面粗糙度及 等分精度有要求，但 要求不高，两半保持 架不同，不可互换
新结构
兜孔的形状、表面粗 糙度及等分精度要求 较高，对设备和操作 工要求高，两半保持 架完全相同，可互换
性能比较
润滑性能不好，摩擦 和温升高，振动噪声 小
2、深沟球轴承填球角研究
另外，在设计填球角下，装球分球所需压力和压缩量是装配
中需要的两个重要参数，它们可分别表示为（假定μ=0）：
2 ( 1)1(Cos) 0 Si n8Cos(Si2n1)Dwp
4
Pmin 2R3[ S iE n C w D (p 1 o C s o (S )si2 n1)] 4
密封作用必须在相对运动表面（通常是轴或轴承内圈与轴承座） 之间实现。密封不仅要适应旋转运动，而且要考虑由跳动、游隙、 偏斜、变形引起的偏心。密封件的结构选择取决于润滑剂的类型， 另外还要考虑必须加以排除的夹杂物的数量和性质，其最终选择 取决于转速、摩擦、磨损、工作条件、便于更换、经济性等因素。
1、密封轴承设计的原则
日本KOYO司 Kdi=0.34～0.37 Kde=0.30～0.35 原因：外圈滚道接触椭圆长短轴之比a/b比内圈小，Kde<Kdi时
不会出现外圈接触椭圆被截断，同时减小外圈挡边高，增 大了允许填球角，减小了装球变形力
6、保持架设计
保持架是决定轴承性能的关键因素
深沟球轴承的保持架结构形式
车制实体保持架 塑料保持架 冲压浪型保持架
润滑性能好，摩擦和 温升低，振动噪声小， 使用寿命长，可靠性 高
加工制造
深沟球轴承超精方法分析
两者不是单独发生，实际表面形状随油石性状、 沟道表面磨削状态、接触压力的变化、加工中 的振动、油石夹持、以及相对运动的关系等相 互复映
再次在极限位置（±18°处）接触时，是两个 非圆环表面间逐渐减小间隙到相互紧靠而相互 成形，而非定义上的“超精”过程
2020/10/8
F
2020/10/8
1.压紧轮 2.套圈 3油石 4.油石摆杆 5.支撑履
3
6205外沟超精模型
D=52 De=46.951 D2=44.2 Re=4.2 油石6×7 摆角±18°
油石摆动中心
油石
±18°
外圈
2020/10/8
假设:
油石工作表面 与沟道表面都是 理论上的圆环面
4
在中心位置上，沟道与油石工作面吻合
2020/10/8
37
± 油石自左向右摆动的变化 +3°
2020/10/8
38
油石自左向右摆动的变化 +6°
2020/10/8
39
油石自左向右摆动的变化 +9°
2020/10/8
40
油石自左向右摆动的变化 +12°
2020/10/8
41
油石自左向右摆动的变化 +15°
2020/10/8
42
2020/10/8
16
油石自左向右摆动的变化±0°
2020/10/8
17
油石自左向右摆动的变化 +3°
2020/10/8
18
油石自左向右摆动的变化 +6°
2020/10/8
19
油石自左向右摆动的变化 +9°
2020/10/8
球轴承沟道精研加工工艺改进
球轴承沟道精研加工工艺改进发表时间：2019-03-25T16:20:26.277Z 来源：《防护工程》2018年第34期作者：李拓宇郭兰宇[导读] 其中就必须要关注球轴承沟道精研加工工艺措施，确保在使用的过程中能够更加富有质量，使其能够得到更好的应用，提高其工艺水平。
哈尔滨轴承集团公司黑龙江哈尔滨 150036摘要：本文主要针对球轴承沟道精研加工工艺展开探讨，分析了球轴承沟道精研加工工艺的改进方法，并对其具体的措施进行了总结和分析，希望能够为今后球轴承沟道精研加工提供参考。
关键词：球轴承；沟道；精研加工；工艺前言在球轴承的使用过程中，必须要进一步提高其使用效果，其中就必须要关注球轴承沟道精研加工工艺措施，确保在使用的过程中能够更加富有质量，使其能够得到更好的应用，提高其工艺水平。
1、球轴承应用概述目前机械转向机使用的球轴承是滚动轴承的一种，轴承也是机械结构中重要和关键的机械原件。
在机械性能与使用寿命同时取决于所选择的轴承时，从许多适用的变量中选择出最优的轴承往往是困难的。
机械转向机球轴承的输入值需要考虑到诸多因素，如载荷、噪声与力矩、偏心与刚度和使用寿命等。
就机械转向机输入轴球轴承来说，机械转向机相对低转速、低载荷的工况下，深沟球轴承在寿命、载荷和转速等方面都能很好地满足实际工作状况的要求。
而回到目前主要讨论的噪声和间隙问题，球轴承的轴向和径向游隙就会直接影响到整个小齿轮工作时的摆动情况。
滚动轴承游隙在运转时，是一个可以影响轴承寿命、振动、发热和噪声等的因素。
在日常的生产过程中，影响成品质量最大的是振动，而影响振动的因素很多，有许多外在因素由于分厂无法对其进行检验和控制，如钢球质量、套圈波纹度无法测量等，现对影响振动的诸多因素进行逐一分析。
2、现存问题现有球轴承沟道精研工艺沿用油石按工件的沟道曲率中心作摇摆运动的研磨方式，此精研工艺中油石的宽度受到限制，原因是位于油石两端的摆动半径与油石中间的摆动半径不同，若油石太宽则半径差异加大，将会影响加工精度。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法1外形尺寸1.1轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定1.2装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定2主参数的设计方法2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1表1 Kw值2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 3082.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.012.3 球数z式中ψ为填球角，计算时按表2取值表2 ψ值2.4额定载荷的计算2.5最后确定Dw、P、z的原则2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离a b应满足如下要求：D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.5D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°3套圈设计3.1 内沟曲率半径Ri Ri≈0.515Dw3.2 外沟曲率半径Re Re≈0.525DwRi、Re取值精度0.01，允差见表3表3 Ri和Re公差（上偏差）3.3 内滚道直径di di=P-Dw3.4 外滚道直径De De=P+Dwdi和De取值精度0.001，允差见表43表4 di和De公差（±）3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5表5 a的公差（±）3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*DwD2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
深沟球轴承优化设计
10
形成网格点
*
优化设计
11
判断点是否符合条件 判断点是否符合条件
*
优化设计
12
求最大值及对应点
*
优化设计
13
四、结构及结构参数设计
1、滚动轴承几何学
右图为深沟球轴承简图 其中:
*
优化设计
14
2、深沟球轴承填球角研究
容许填球角有由几 何条件确定的容许 填球角ψg 和由许用 应力确定的容许最 大填球角ψs 之分。
很容易造成接触椭圆截断现象，从而使轴承过早失效
*
优化设计
22
5、挡边高度设计
国际上各大轴承公司深沟球轴承挡边高系数不尽相同 一般取值范围是： 6000系列0.3～0.4 6200、6300、6400系列0.4左右
日本KOYO司
Kdi=0.34～0.37 Kde=0.30～0.35 原因：外圈滚道接触椭圆长短轴之比a/b比内圈小，Kde<Kdi时
*
优化设计
4
二、优化设计方法
• 机械优化设计包括建立优化设计问题的数学模型和选择恰 当的优化方法与程序两方面的内容列出每个主题要花费的 时间
• 网格法、牛顿法、共轭梯度法、坐标轮换法、鲍为尔法、 随机方向法、惩罚函数法、线形逼近法、广义简约梯度法 等等
*
优化设计
5
深沟球轴承优化设计的特点：
就深沟球轴承优化设计而言，它属于一种离散变量优化设计 问题，其具体表现在：
带防尘盖的深沟球轴承 防尘盖与内圈之间有径向间隙，极限 转速与基本型深沟球轴承相同，轴承装配时填入了适量润滑剂，在 使用过程中不用填加润滑剂。
带密封圈的深沟球轴承 一般采用钢骨架式丁腈橡胶密封圈，有 接触式和非接触式之分。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法1外形尺寸1.1轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定1.2装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定2主参数的设计方法2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1表1 Kw值2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 3082.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.012.3 球数z式中ψ为填球角，计算时按表2取值表2 ψ值2.4额定载荷的计算2.5最后确定Dw、P、z的原则2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离a b应满足如下要求：D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.50D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°3套圈设计3.1 内沟曲率半径Ri Ri≈0.515Dw3.2 外沟曲率半径Re Re≈0.525DwRi、Re取值精度0.01，允差见表3表3 Ri和Re公差（上偏差）3.3 内滚道直径di di=P-Dw3.4 外滚道直径De De=P+Dwdi和De取值精度0.001，允差见表43表4 di和De公差（±）3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5表5 a的公差（±）3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*DwD2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
深沟球轴承设计
深沟球轴承设计计算Ⅰ.编制说明:1.沟道曲率半径必须满足Rimax<0.52Dw,Remax<0.53Dw,且Rimax<Remin,取单向加公差。
2.外圈沟道直径De的名义尺寸一律加上轴承基本组径向游隙的平均值,即De=di+2Dw+U,U=(Umin+Umax)/2(见附表3),以提高装配率。
Ⅱ.适用范围:1.密封深沟球和带防尘盖深沟球轴承设计纳入本设计方法.适用于100,200,300系列轴承外径30~180mm的带单面或双面密封的接触式、非接触式密封深沟球轴承和带防尘盖的深沟球轴承.2.密封设计以外圈带密封槽、内圈光挡边的接触式密封球轴承为基础,非接触式密封球轴承的代号,在接触式密封球轴承代号后加:K,以资区别.例:180204表示接触式密封球轴承,180204K表示非接触式密封球轴承. Ⅲ.引用标准:1. GB/T 276-1994 滚动轴承深沟球轴承外形尺寸2. GB/T 274-2000 滚动轴承倒角尺寸最大值3. GB/T 7811—1999 滚动轴承参数符号4. GB/T 307.1-1994 滚动轴承向心轴承公差5. GB/T 308-2002 滚动轴承钢球6. GB/T 6391-1995 滚动轴承额定动载荷和额定寿命7. GB/T 7811-1999 滚动轴承参数符号8. JB/T 10239-2001 滚动轴承深沟球轴承卷边防尘盖技术条件9. JB/T 10239-2001 滚动轴承零件冲压保持架技术条件10. CSBTS TC98.56-1999 滚动轴承零件深沟和角接触球轴承套圈公差11. CSBTS TC98.58-1999 深沟和角接触球轴承套圈沟形公差12. CSBTS TC98.64-1999 深沟及角接触球轴承套圈沟道圆形偏差设计轴承型号：6020一. 轴承的基本(外形)尺寸的确定依据型号算d,查GB(GB 276-1994,GB 274-2000) 可知D、B、r1.轴承公称内径d=100.0(mm)2.轴承公称外径D=150.0(mm)3.轴承公称宽度T=24.0(mm)4.轴承单向最小倒角rsmin=1.5(mm)二、滚动体直径的设计1.钢球直径Dw按下式计算:Dw=Kw (D-d)Kw分档取值见表1,Dw的取值精度为0.001.计算出Dw后,应从表2中选取接近计算值的标准钢球尺寸.表1 Kw值直径系列100200300400d(mm)d≤350.24~0.300.24~0.310.25~0.320.28~0.3235＜d≤1200.30~0.320.30~0.320.30~0.330.30~0.3220＜d≤2400.29~0.320.28~0.320.29~0.320.25~0.30标准钢球直径Dw mm 见GB/T 308-2002 滚动轴承钢球2.钢球与保持架中心圆直径DwpDwp=0.5 (D+d) Dwp的取值精度为0.013.球数 Z:Z=DwpDw/sin21Φ+1表2 Φ角限制条件 (上限) 直径系列100200300400Φ不大于195°194°193°192°4.实取填球角Φ :Φ=2(Z-1)Sin-1(Dw/Dwp)三.套圈的设计1.沟道曲率半径R(Ri,Re)内圈沟道曲率半径Ri=fi Dw外圈沟道曲率半径Re=fe Dw内圈沟道曲率系数 fi≈0.515外圈沟道曲率系数 fe≈0.525表3 Ri及Re的公差 mmDw超过-6101824304050到610182*********公差0.030.040.060.090.120.140.180.222.沟道直径di,De内圈沟道径di=Dwp-Dw外圈沟道径De=di+2Dw+u式中基本组径向游隙平均值u=(umin+umax)/2 按GB4604-84 规定附表3 圆柱孔深沟球轴承基本组径向游隙值μmDw 超过261018243040506580100120140160180到61018243040506580100120140160180200umin2235566810121518182025 umax131318202020232830364148536171表4 di与De的公差 mmd 超过—3080120180250315到3080120180250315500di及De的公差±0.015±0.02±0.025±0.03±0.04±0.05±0.06 3.沟位置 a(取值精度0.1): a=B/2内圈沟位置ai与外圈沟位置ae取相同值,即ai=ae=a表5 a的公差 mmd 超过—1018305080120180250315400到1018305080120180250315400500a的公差±0.015±0.02±0.025±0.03±0.04±0.045±0.05±0.06±0.065±0.07±0.08 4.套圈档边直径d2,D2(取值精度0.1):内圈档边直径d2= d2=di+Kd Dw外圈档边直径D2= D2=De-Kd Dw表6 Kd 值直径系列*100*200,300400Kd0.35d≤25 0.350.4d>25 0.4*100,200系列轴承,当D<32mm,采用带爪保持架时,Kd可取小到0.30 表7 非引导挡边与引导挡边公差 mmd2,D2超过1018305080120180250315400到18305080120180250315400500非引导挡边公差d2-0.18-0.21-0.25-0.3-0.35-0.4-0.46-0.52-0.57-0.63 d20.180.210.250.30.350.40.460.520.570.63引导挡边公差d2-0.035-0.045-0.05-0.06-0.07-0.08-0.09-0.1-0.12-0.12 d20.0350.0450.050.060.070.080.090.10.120.125.装配倒角r及非装配倒角r3,r8的尺寸及其公差,根据最单向倒角rsmin的尺寸按附表6选取.6.标志,标志尺寸(取值精度0.1)轴承通常在外圈端面上标志,内圈不标志.为区分基准面,可在内圈非基准端面上标志””或”-”等标识符号, 以资区别.标志面有效宽度hwhw=2max)82max2()max2(rDrsD+--径标志中心圆直径DkDk=2max)82max2()max2(rDrsD++-径对400系列轴承式中r8改为r3标志字体高根据hw按表8选取,同一内径和尺寸系列的轴承,标志中心圆直径与字体高应一致.表8 标志标准字体高 mm标志中心圆直径Dk标志面有效宽度hw超过—305080120150200超过到到305080120150200—0.8 1.20.70.70.711——1.2 1.80.70.7111-1.51-1.5—1.83111-1.51-1.5 1.5-2 1.5-2—37— 1.5 1.522 2.5—710———2 2.53310————3344三.浪形保持架的设计1.保持架钢板厚度S(取值精度0.1)S=S(Dw) 计算出S后,按表10选用最接近计算值的标准厚度.表9 S(Dw) 值直径系列100200300 400Dw(mm)4<Dw≤354<Dw≤455<Dw≤4545<Dw≤55S(Dw)225.1174.3+Dw-1.25 5.03.6-Dw -0.04 5.05.8-Dw +0.15 5.05.8-Dw +0.4 表10 浪形保持架用冷轧钢板的标准厚度 mm0.5 0.6※ 0.7 0.8※1 1.2 1.5 2 2.53 3.5※ 为非优先选用钢板厚度 2. 保持架宽度Bc(取值精度0.1) Bc=Kc Dw表11 Kc 值直径系列100 200,300,400Kc0.480.45注:考虑到保持架碰套及套料问题,个别小型号轴承的KC 值可适当减小. 3. 保持架内径Dc1及外径Dc (取值精度0.1) Dc1=Dcp-Bc, Dc=Dcp+Bc 式中:Dcp=Dwp 表12Dcp,Dc1.Dc 的公差 mmDc1 Dc Dcp 超过10 18 30 50 80 120 180 250 到18 30 50 80 120 180 250 315 公差Dc1.Dc ±0.055 ±0.065 ±0.08 ±0.095 ±0.11 ±0.125 ±0.145 ±0.16 Dcp ±0.025 ±0.054. 保持架兜窝的深度K(取值精度0.01) K=0.5Dw+ε c表13 εc 值、Rc 、K 的公差 mmDw 超过 — 6 10 14 18 24 32 40 50 到6 10 14 18 24 32 40 50 60 Rc 、K 的公差 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.1 0.1 0.12 0.14 εc 值0.040.050.060.070.08 0.10.1 0.12 0.145. 保持架球兜内球面半径Rc(取值精度0.01)Rc=Kmax 若工艺条件允许,也可制造圆形兜孔Rc=K.按上式试算得的保持架尺寸Bc,Rc,K 值必然使保持架在轴承内产生径向窜动,其径向窜动量ε可按下式计算(ε及表14的εmax 、εmin 仅供复核参考) ε=0.85Bc-Dw sin cos -1DwK Rc Rc BcRc )285.0sin cos (21+-- 计算εmax 时,Rc,K 取最大值;计算εmin 是,Rc,K 取最小值;而Dw,Bc 用公称尺寸. 计算得的εmin 及εmax 不得超过表14的规定.表14 保持架径向窜动量ε mmDw超过 — 6 10 14 18 24 32 40 50 到6101418 2432405060 εmin 0.2 0.2 0.3 0.3 0.4 0.4 0.6 0.6 0.7 εmax0.6 0.7 0.811.2 1.4 1.6 1.82如超出εmax 时,可适当减小K,Rc,但减小后应满足 2K ≥Dw+ε c必须保证保持架不与套圈碰套,验算时应考虑:2max 2min 1d Dc ->2maxε+ε 1 2max min 2Dc D ->2maxε+ε 1 保持架与内,外圈档边之间的间隙 当Dw ≤10mm 时, ε1≥0.2 当Dw>10mm 时, ε1≥0.46. 相邻两球兜(或铆钉孔)中间距离C(取值精度0.01,公差±0.025) C=Dcp sinZ︒180 7. 兜孔中心与相邻铆钉孔中心间距离C1(取值精度0.01,公差±0.025) C1=Dcp sinZ︒90 8. 保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交,圆角半径rc 应尽可能取大,但是为了便于铆合保持架,在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于0.3mm 的平面,因此,圆角rc 应满足: rc ≤ Dcp sinZ ︒90-(2Dw +S)cos sin -1S Dw S +5.0 -2Dw–0.3 9. 浪形保持架用半圆头铆钉的选取: 半圆头铆钉尺寸及公差按表15选取表15 浪形保持架用半圆头铆钉尺寸及公差 mm铆钉杆直径dm 公称尺寸 0.81 1.2 1.5 2 2.53 3.54 4.5 5 公差 ±0.03 ±0.04 ±0.05 铆钉头直径Dm公称尺寸 1.21.61.92.43.244.85.66.47.2 8 公差0 -0.20 -0.3最小杆端直径d1min0.74 0.93 1.131.411.92.372.873.373.874.5 5 有效杆长l 1 1.4 2 3 4 57铆钉头高度H公称尺寸 0.60.80.95 1.2 1.622.42.83.2 3.6 4 公差±0.1 ±0.15 铆钉头对杆中心线同轴度 0.050.1 半圆铆钉头半径SR0.6 0.8 0.95 1.2 1.622.42.83.2 3.6 4rmax0.20.3 铆钉孔直径tc公称尺寸 0.811.21.522.533.5 44.5 5 公差0.15 0.080.2 0.1两半保持架钢板厚2S 1 1.4 1.4 2 2 2.4 2 2.433 34 4567 铆钉杆长度L公称尺寸 2.8 3.2 3.2 4 4.2 4.8 4.8 4.8 6.7 7.3 7.8 8.8 9 11 11 15公差 0.2注:铆钉杆长度允许各生产厂根据铆钉杆材料硬软情况适当加以调整. 四.深沟球轴承零件质量计算 1. 外圈质量We=γ╳Ve ╳10-6(kg)10-6(kg) γ-材料密度(下同)Ve==0.785(D 2-D22)B-1.349D r 2-2.245r82 D2-1.345De Re 2+0.6176Re 3 (若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图01,对400系列,r8改为r3. 2. 内圈质量 Wi=γ╳Vi ╳10-6(kg)Vi==0.785(d22-d2)B-1.349d r2-2.245r82 D2-1.345di Ri2+0.6176Ri3(若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图02,对400系列,r8改为r3.3.浪形保持架质量半保持架质量Wc=10.35[Dcp+0.36388 Z (Rc+S/2)](Dc-Dc1)S╳10-6(kg) (若γ=7.8g/cm3) 尺寸代号见图074.钢球质量Ww=(πDw3γ)/6若材料密度γ=7.8 g/cm3则Ww=7.8╳10-6╳(πDw3 )/6=4.08╳10-6╳Dw3 (kg)5.铆钉质量Wm=γ╳10-6{πH2(3SR-H)/3+π[d12(L-e)+dm2 e]/4}若γ=7.8g/cm3则Wm=24.5╳10-6{H2(3SR-H)/3+[d12(L-e)+dm2 e]/4} (kg)尺寸代号见图09五.深沟球轴承产品图的绘制轴承产品装配图及零件图应按轴承专业标准JB/CQ107-88,”滚动轴承产品图样格式”的规定绘制.六.密封深沟球轴承优化设计密封深沟球轴承系深沟球轴承(开式)的变型产品,其主要的不同点在于带有密封圈(分为接触试和非接触试两种),因而在外圈上要设置密封槽,并相应提高相关尺寸形位的技术要求,其余则完全与深沟球轴承(开式)相同.轴承套圈上不标志,在密封圈外侧面模压标志.1.外圈设计除密封槽尺寸,挡边直径D2公差和沟位置ae公差外,其余尺寸与深沟球尺寸完全相同.1)外圈挡边直径D2 (取值精度0.1,公差按表16)表16 mmD2超过—305080120到305080120180 D2公差0.0840.10.120.140.162)外圈密封槽顶宽b1 按表17选取(公差±0.03) 表17 mmD超过—305080120到305080120180 b1公差0.70.80.91 1.23)外圈密封槽位置b 按表18选取后用下式计算(取值精度0.1,公差按表18) b=b1+SH+δm1+δm2SH:密封圈骨架钢板厚度;δm1:密封圈胶面到轴承端面距离;δm2:密封圈骨架挂胶厚度参数;表18 mmD 超过—305080120到305080120180SH取值0.40.50.60.70.8δm1取值0.20.20.30.30.5δm2取值0.10.20.20.20.2 b公差0.0840.10.120.140.164)外圈密封槽止口直径D3(取值精度0.1,公差按表19) D3=D2+2δm2+ε+SH表19 mmD超过—305080120到305080120180ε取值11 1.2 1.4 1.6 D3公差±0.042±0.05±0.06±0.07±0.085)外圈密封槽底直径D4(取值精度0.1,公差同D3)D4=D3+b1-0.16)外圈密封槽压坡角αα=45°,当止口厚度H≥0.5mm时(H=b-b1-(D4-D3)/2) α=30°,当止口厚度H<0.5mm时(使H=0.5mm)7) 密封槽顶圆弧半径R1按表20选取表20 mmD超过—80120到80120180 R1取值0.30.40.58)外圈沟位置尺寸ae对两端面的对称度按表21确定表21 mmD 超过—305080120到305080120180ae,ai对两端面的对称度±0.02±0.025±0.03±0.035±0.042.内圈设计除内圈沟位置尺寸ai和内圈挡边直径d2公差外,其余各部尺寸与深沟球轴承完全相同.接触试、非接触试密封轴承的内圈相同.1)内圈沟位置尺寸ai对两端面的对称度与同型号外圈ae的对称度相同,见表21.2)内圈挡边直径d2(公差按表22)表22 mmd超过—18305080到183******** d2的公差-0.011-0.013-0.016-0.019-0.0223.密封圈设计除接触唇部尺寸外,接触式和非接触试各部尺寸相同.1) 密封圈外径Dm1(取值精度0.01,公差按表23)Dm1=D4+δm3δm3:密封圈外径压缩量,按表23选取表23 mmD 超过—305080120到305080120180δm3取值0.080.10.120.140.16 Dm1的公差±0.042±0.05±0.06±0.07±0.082)密封圈装配引导直径Dm2(取值精度0.1,公差按表24)Dm2=D3-0.3表24 mmD 超过—305080120到305080120180Dm2的公差0.130.160.190.220.25 3)密封圈骨架定位直径Dm3(取值精度0.1,公差同Dm1) Dm3=D2-SH4)密封圈肩部直径Dm4(取值精度0.1,公差同Dm2)Dm4=Dm3+2(SH+δm2)5)密封圈装配减压槽圆弧半径Rm1 按表25选取表25 mmD超过—305080120到305080120180 Rm1值0.20.250.250.30.356)密封圈台肩圆弧半径Rm2: Rm2≤0.2 7)密封圈总厚度Bm1(取值精度0.1,公差按表26) Bm1=b1+SH+δm2表26 mmD超过 — 30 50 80 120 到30 50 80 120 180 Bm1公差-0.07-0.084-0.1-0.12-0.148)密封圈外径唇部厚度Bm2(公差按表18中的b 的公差值,但取负号) Bm2=b19)密封圈外径唇顶厚度Bm3(取值精度0.01,公差+0.1) Bm3=Bm2/210)密封圈骨架挂胶厚度Bm4 Bm4=δm211)密封圈内径处唇厚Bm5(取值精度0.1,公差同Bm1)a. 当Δ≥0.3时,Bm5=Bm1Δ=Xm-XB=(B/2-Bm1-δm1)- 22)23()(Dwp dm Bs Bk --+ 式中Bk=K(保持架兜孔深),Bs=S(保持架钢板厚) dm3=d2+2 Bm5/3+ε1(ε 1 按表27选取)b. 当Δ<0.3时Bm5= B/2 -δm1- 22)23()(Dwp dm Bs Bk --+-0.3 表27mmd超过 — 18 30 50 80 到18 30 50 80 120 ε1取值0.70.91.11.41.712)密封圈内径处内唇,外唇尺寸Bm6,Bm7(取值精度0.1,公差按表28)Bm6=Bm7=Bm5/3表28 mmd 超过—18305080到183********Bm6,Bm7公差0.070.0840.10.120.14 13)密封圈内径dm1(取值精度0.1,公差按表29)dm1=d2+0.2+δm4δm4:密封间隙参数表29 mmd 超过—18305080到183********δm4取值0.10.20.30.40.5dm1公差0.110.130.160.190.2214)密封圈内径处减压槽直径dm2(取值精度0.1,公差同dm1)dm2=dm1+(2×Bm5)/315)密封圈内径处润滑脂引导斜坡直径dm3(取值精度0.1,公差按表30) dm3=dm2+δm5δm5:润滑脂引导斜坡直径参数表30 mmd 超过—18305080到183********δm5取值0.30.40.50.60.7dm3公差±0.055±0.065±0.08±0.095±0.1116)密封圈内径处润滑脂引导斜坡角度β(公差±1°)β=45°17)标志、标志尺寸(取值精度0.1)密封轴承通常在密封圈上以模塑方式标志,并在密封圈模压成型时一次完成.标志中心圆直径DkDk=(Dm4+dm1)/2标志面宽度hwhw=(Dm4-dm1)/2标志字高可参考表8规定作适当放大.18)接触式密封轴承接触唇内径dm4(取值精度0.01,公差按表31,dm4=d2/(1+k)k:接触唇压缩量参数)表31 mmd超过—18305080到183******** k值0.010.0090.0080.0070.006 dm4公差0.070.0840.10.120.1419)密封圈接触唇减压圆弧半径Rm3(取值精度0.1)Rm3=(dm2-dm4)/84.密封圈骨架密封圈钢骨架采用08或10钢板制造,其厚度公差按GB708较高级精度确定.1)骨架定位尺寸DH(取值精度0.1,公差同Dm1)DH=Dm32)钢骨架板厚SH(按表32选取)表32 mmD超过—305080120到305080120180 SH值0.40.50.60.70.7 SH公差-0.05-0.06-0.07-0.08-0.083)钢骨架总厚度尺寸H(公差±0.1) H=2 SH3)钢骨架内径尺寸dH(取值精度0.1,公差按表33)dH=dm2+δm6δm6:骨架内径胶厚参数表33 mmd超过—18305080到183********δm6取值 1.2 1.5 1.82 2.5 dH公差0.110.130.160.190.225.带防尘盖深沟球轴承系深沟球轴承另一种变型,其与密封深沟球轴承的不同处在于以防尘盖置换了密封圈,因而其外圆、内圈、保持架和钢球均与相应的密封深沟球轴承相同.1)防尘盖外径尺寸DF(取值精度0.01,公差按表34)DF=D3-δF表34 mmD超过—305080120到305080120180 DF公差-0.065-0.08-0.1-0.12-0.105-0.117-0.142-0.174-0.207-0.245δF取值0.10.150.20.20.252)防尘盖内径尺寸dF(取值精度0.1,公差按表35)dF=d2+0.4+δm4(δm4按表29选取)表35 mmd超过—18305080到183******** dF公差0.070.080.10.120.143)防尘盖钢板厚SF,按表36选取表36 mmD 超过—5080120到5080120180SF取值0.20.30.30.4SF公差-0.04-0.04-0.04-0.04 4)防尘盖卷边圆弧半径RF(取值精度0.1)RF=3 b1/4-SFb1按表17选取5)防尘盖卷边处宽度BF(取值精度0.1,公差-0.1)BF=2.678b16)防尘盖尺寸BF1(取值精度0.1,公差±0.1)BF1=b-SF-δm17)防尘盖翻边尺寸BF2(取值精度0.1,公差±0.1)BF2=3.5 SF8)防尘盖尺寸DF1(取值精度0.1,公差±0.1)DF1=DF-4(RF+SF)9)防尘盖尺寸DF2(取值精度0.1,公差±0.1)DF2=D2-2 SF10)防尘盖尺寸DF3(取值精度0.1,公差±0.1)DF3=DF2-2 BF111)防尘盖卷边圆周等分开槽数NF(取值精度0.1)NF=πDF/16 计算后按奇数圆整.12)防尘盖卷边圆周等分开槽宽度hFhF=4SF13)防尘盖卷边圆周等分开槽角度αF(公差±1°)αF=360°/NF14)防尘盖卷边圆周等分开槽圆弧半径RF1RF1=hF/2七．额定动载荷和额定静负荷按GB/T 6391-1995 滚动轴承额定动载荷和额定寿命 GB/T 4662-1993 滚动轴承额定静负荷1．径向基本额定动载荷轴承的基本额定动载荷Cr为：若Dw≤25.4 mm Cr=fc Z 2/3Dw1.8 (N)若Dw>25.4 mm Cr=3.647fc Z2/3Dw1.4 (N)附表2 深沟球轴承的fc系数Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc Dw/Dwp fc0.0546.70.1458.80.2857.10.0649.10.1659.60.3560.0751.10.1859.90.3254.60.0852.80.259.90.3453.20.0954.30.2259.60.3651.70.155.50.24590.38500.1257.50.2658.20.448.4注：对于Dw/Dwp的中间值，其fc值可由线形内插值法求得。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法1外形尺寸1.1轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定1.2装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定2主参数的设计方法2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1表1 Kw值2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 3082.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.012.3 球数z式中ψ为填球角，计算时按表2取值表2 ψ值2.4额定载荷的计算2.5最后确定Dw、P、z的原则2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离a b应满足如下要求：D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.50D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°3套圈设计3.1 内沟曲率半径Ri Ri≈0.515Dw3.2 外沟曲率半径Re Re≈0.525DwRi、Re取值精度0.01，允差见表3表3 Ri和Re公差（上偏差）3.3 内滚道直径di di=P-Dw3.4 外滚道直径De De=P+Dwdi和De取值精度0.001，允差见表43表4 di和De公差（±）3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5表5 a的公差（±）3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*DwD2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
轴承优化设计方案的手册
2、深沟球轴承：
C ( 1 o 8 2 g ) s 0 4 ( 1 D K w d ) D 0 p . w 5 G 2 G • 1 r ( r D w 0 . 5 G ( ) D w 4 1 0 r p . 5 K G d ) D 2 w 0 r . 5 G 2 r
主讲:李尚勇
洛阳轴研科技股份有限公司产品开发部
内容简介
• 一、概述 • 二、优化设计基础（优化设计计算方法） • 三、深沟球轴承优化设计及主要参数 • 四、结构及结构参数设计 • 五、密封轴承设计 • 六、轴承设计举例 • 七、深沟球轴承发展方向
一、概述
• 深沟球轴承的特点： 量大面广，其基型及其变形结构产品占轴承总产量的70%以上
二、优化设计方法
• 机械优化设计包括建立优化设计问题的数学模型和选择恰 当的优化方法与程序两方面的内容列出每个主题要花费的 时间
• 网格法、牛顿法、共轭梯度法、坐标轮换法、鲍为尔法、 随机方向法、惩罚函数法、线形逼近法、广义简约梯度法 等等
深沟球轴承优化设计的特点：
就深沟球轴承优化设计而言，它属于一种离散变量优化设计 问题，其具体表现在：
ai≤xi≤bi , I=1,…,n
网格法简介(2)：
三、深沟球轴承优化设计
优化设计的目标函数 深沟球轴承的承载能力是以其额定动载荷Cr来衡量。
C r bm fcZ2/D 3w 1.8
D w25.4mm
主要参数约束条件
主参数: Z，Dw，Dwp
约束条件有三个: K W (m D d in D ) W K i W (m D d a) x 1 8 2 S 0 1 ( iD W nD W i m ) P Z a( jx 1 ) max 0.5(D+d)≤DWP≤0.515(D+d)
低噪声微型深沟球轴承的设计
低噪声微型深沟球轴承的设计引言：微型深沟球轴承是一种常见的机械零件，广泛应用于各个领域。
在一些特殊应用中，对轴承的噪声要求较高，因此需要设计低噪声的微型深沟球轴承。
本文将探讨低噪声微型深沟球轴承的设计。
一、材料选择要设计低噪声的微型深沟球轴承，首先需要选择合适的材料。
在轴承的内外圈和滚动体上选择低摩擦系数、高硬度的材料，如高碳铬钢或陶瓷材料，可以减少因滚动产生的噪声。
此外，选择合适的封闭材料，如橡胶或合成橡胶，可以有效降低外界噪声的进入。
二、减小接触角深沟球轴承的接触角越小，滚珠与内外圈的接点数量越多，接触点的应力分布更均匀，从而减小滚动时产生的噪声。
因此，减小接触角是设计低噪声微型深沟球轴承的重要方面。
可以通过设计更加圆滑的内外圈曲率和改变滚珠的直径来实现减小接触角的目的。
三、优化结构设计通过优化结构设计，可以减小微型深沟球轴承的噪声。
首先，通过增加滚珠数量和改变滚珠排列方式，可以减小轴承的噪声。
其次，增加轴承的内径和外径尺寸，可以增加内外圈之间的刚性，减小轴承在工作过程中产生的振动和噪声。
四、润滑和密封设计合适的润滑和密封设计对于减小轴承的噪声也起到了至关重要的作用。
选择合适的润滑剂，如低噪声润滑脂或润滑油，可以减小滚珠与内外圈的摩擦和磨损，从而降低噪声。
此外，合理设计轴承的密封结构，可以阻止外界杂质和润滑剂的流失，减小噪声的产生。
五、工艺控制在轴承的生产过程中，通过严格的工艺控制，可以提高轴承的制造精度，减小轴承的噪声。
例如，控制热处理的温度和时间，可以使轴承的硬度均匀，减小内外圈的摩擦，从而减小噪声。
此外，使用先进的加工设备和精密的工艺技术，可以减小孔径和圆度误差，提高轴承的旋转平稳性，降低噪声。
六、试验验证最后，通过试验验证低噪声微型深沟球轴承的设计效果。
可以利用声学测试设备或噪声仪器对轴承进行噪声测试，评估轴承的噪声水平。
在试验过程中，可以根据测试结果对轴承的设计进行优化，进一步降低噪声水平。
关于深沟球轴承超精方法的探讨.doc
关于深沟球轴承超精方法的探讨浙江五洲新春集团有限公司汪燮民轴承套圈沟道的超精加工是轴承套圈加工的最后一道工序，其加工后对套圈沟道质量的改善和提高的程度将直接影响到成品轴承的最终质量，尤其是要求低噪音(甚至静音)、长寿命的轴承来说尤为重要。
深沟球轴承套圈沟道的超精目的之一，可以认为是为了使套圈沟道获得一个近乎理论上的圆环面，它包括对沟形、圆度、波纹度以及粗糙度等方面的要求。
深沟球轴承套圈沟道的超精加工方法，目前主要在用的是油石摆动的方法，国内、外各设备制造企业或轴承公司自行研发，基本都是采用这一方法。
随着科技的不断进步，设备在零件加工、装配，元器件和新技术的采用都有了突破性的更新，为轴承事业的发展做出了很大的贡献。
但无论设备怎么变化、更新，各方面技术含量的不断提高，作为最基本的工具与被加工件之间的成圆的加工运动—油石摆动成形的方法并没有改变。
本文仅想对深沟球轴承沟道超精加工设备的沟道表面成形方法进行一些探讨，在这种加工方法中，油石的摆动和沟道旋转过程中的相互作用关系，是否能使沟道表面在加工中趋近于理论上的圆环面的一部分。
一．对目前普遍使用的超精加工方法的探讨以外圈为例，如图1中的左图所示，油石绕摆头的摆动中心线摆动，CB是油石边侧的摆动面，端部截面应是圆弧线。
油石有一定的宽度，沟道在CB位置上是平行于轴平面的剖面上的交线，是非圆弧线，因此油石会在沟道中受到限制而发生干涉（见图1的右图，详见放大的图2）。
此时，不是油石研去套圈表面，就是套圈刮去油石。
因此，仅在中心剖面上，沟道与油石之间的相对运动，存在着成圆的关系（尤如车床的车刀围绕中心摆动，零件自身回转一样）。
油石在离开中心轴平面的各部分，离中心越远，干涉越大，油石边缘四角处为最大，所以从理论上讲，相互之间并不能成圆，只是在油石工作面与沟道表面互相的“谦让”中得以完成一个加工循环。
我们从几个典型的使用后的油石实样中也能很明显的看到由于干涉造成的油石表面的塌陷和缺损情况，外圈和内圈分别见图3和图4。
轴承优化设计的方法
4、内外沟道不等曲率设计
沟曲率半径一般可表示为：
Ri fi • Dw
Re
fe
•
Dw
设计中取：
ffei00..55-1-20023..55 23D00w 8mm fi0.5-105.520 fe0.5-205.53D0w 8mm
5、挡边高度设计
K di(d2di)/D w K de(D ed2)/D w
以6204为例 50年代挡边高系数为0.295
60年代挡边高系数为0.257 缺点：
在有较大径向游隙，同时承受一定量的轴向负荷时
很容易造成接触椭圆截断现象，从而使轴承过早失效
5、挡边高度设计
国际上各大轴承公司深沟球轴承挡边高系数不尽相同 一般取值范围是： 6000系列0.3～0.4 6200、6300、6400系列0.4左右
日本KOYO司 Kdi=0.34～0.37 Kde=0.30～0.35 原因：外圈滚道接触椭圆长短轴之比a/b比内圈小，Kde<Kdi时
不会出现外圈接触椭圆被截断，同时减小外圈挡边高，增 大了允许填球角，减小了装球变形力
6、保持架设计
保持架是决定轴承性能的关键因素
深沟球轴承的保持架结构形式
车制实体保持架 塑料保持架 冲压浪型保持架
形成网格点
判断点是否符合条件 判断点是否符合条件
求最大值及对应点
四、结构及结构参数设计
1、滚动轴承几何学
右图为深沟球轴承简图 其中:
Dwp12di de
GrDedi 2Dw
2、深沟球轴承填球角研究
容许填球角有由几 何条件确定的容许 填球角ψg 和由许用 应力确定的容许最 大填球角ψs 之分。
二、优化设计方法
深沟球轴承设计
向心球轴承设计一、适用范围本设计方法适用于特轻1、轻（2）窄、中（3）窄、重（4）窄系列深沟球轴承和特轻（1）、轻（2）、中（3）窄系列带密封圈及带防尘盖深沟球轴承的产品设计。
深沟球轴承（开式）优化设计1、主参数优化设计当Dw≤25.4mm时，Cr=fc³Z2/3³Dw1.8（N）当Dw＞25.4 mm时，Cr=3.647fc³Z2/3³Dw1.4（N） fc的值按附表2选取。
2、约束条件①Kwmin(D-d)≤Dw≤Kwmax(D-d)式中Kw的取值范围见表1，Dw应尽量选取标准规格尺寸（见钢球规格表）表1 Kw值②0.5(D+d)≤Dwp≤0.515(D+d)③180/2sin-1(Dw/Dwp)+1≤Z≤φmax/2sin-1(Dw/Dwp)+1填球角φmax按表2规定：Z取整数。
表2 φ角限制条件（上限）钢球数量的决定根据Δ和P决定Z，即按填球表φ决定，φ是靠边的两钢球中心与外圈中心的连线的夹角。
Z=φ/2sin-1（Δ/p）+1 （5）球在轴承内，通常位于内、外径中间，即P=P0=D+d/2（5）式中φ=186°，当φ≤186°时，装配不会有多大困难，但Z成整数。
（1）轻、特轻φ可到196°，其它系列增到194°（2）P可不等于P0，但误差不超过±3%P0如果两种方法均不合适时，重新决定Δ，但Δ不得大于0.635H。
小型轴承不准增大填角，但可减小Δ，直到Δ=0.55H，最后定Z、Δ，保证20.7Δ2²φ的乘积最大，而Z、Δ与P与计算值相差最小。
3、套圈的设计（1）内沟曲率半径Rr=fi²Dw=0.515²Dw（2）外沟曲率半径Re= 0.525²Dw表3 Ri及Re的允差（3）沟道直径di，De（取值精度0.001，允差按表4）内圈沟道直径di=Dwp-Dw外圈沟道直径De=di+2Dw表4 di与De的允差（4）沟位置a（取值精度0.1，允差按表5）a=B/2 内圈沟位置a与外圈沟位置a取值相同。
深沟球轴承设计方法
深沟球轴承设计方法1外形尺寸1.1轴承的基本尺寸d、D、B按GB/T 273.3的规定1.2装配倒角r1、r2按GB/T 274的规定2主参数的设计方法2.1 钢球直径Dw Dw=Kw（D-d）取值精度0.001为保证钢球不超出端面，要考虑轴承宽度B。
Kw取值见表1表1 Kw值2.1.1 常见钢球直径可查GB/T 3082.1.2 计算出Dw后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，优先选非英制。
2.2 钢球中心圆直径P P=0.5（D+d）取值精度0.012.3 球数z式中ψ为填球角，计算时按表2取值表2 ψ值2.4额定载荷的计算2.5最后确定Dw、P、z的原则2.5.1满足额定载荷的要求。
2.5.2应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
2.5.3保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。
优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离a b应满足如下要求：D≥52～120 ，a b≥2 ； D≤50 ，a b≥1.50D＞125～200，a b≥2.5。
2.5.4填球角ψ的合理性。
大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
2.6 实取填球角ψψ=2（z-1）sin-1 （Dw/P）实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°3套圈设计3.1 内沟曲率半径Ri Ri≈0.515Dw3.2 外沟曲率半径Re Re≈0.525DwRi、Re取值精度0.01，允差见表3表3 Ri和Re公差（上偏差）3.3 内滚道直径di di=P-Dw3.4 外滚道直径De De=P+Dwdi和De取值精度0.001，允差见表43表4 di和De公差（±）3.5 沟位置a a=a i=a e=B/2 a取值精度0.1，允差见表5表5 a的公差（±）3.6 外圈挡边直径D2 D2=De-Kd*Dw3.7 内圈挡边直径d2 d2=di+Kd*DwD2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。
深沟球轴承密封结构的优化设计
摘
要 ：通过对深 沟球 轴承 密封结构 的优化 ，达到提高 轴承 的密封性能 、降低 轴承安装后启动力矩 的 目的；
同时 优 化 了制 造 过 程 ，使 产 品通 用 性 得 到 了提 升 。
关键词 ：深沟球轴承 ；密封结构 ；牙槽 ；启动力矩 ；漏脂 中图分 类号 ：Ｔ Ｈ １ ３ ３ ． ３ ３ １ 文献标识 码 ：Ａ 文章 编码 ：１ ６ ７ ２ — ４ ８ ５ ２（ ２ ０ １ ６ ） ０ ４ — ０ ０ ０ ５ — ０ ２
一
２ Ｒ Ｚ、一 ２ Ｚ 的产 品 ，盖 的 内孔 与 内圈 内外 径
是 电机 行业 。
２ ＲＳ 的产 品 ，橡 胶 盖 内孔 与 内圈 内外 径 是
３ 制造过 程 中存在 的问题
收稿 日期 ：２ ０ １ ６ — １ １ — ２ ３ ． 作者简 介 ：刘兴纯 （ １ ９ ６ ７ 一），男 ，工程师
过盈 配 合 ，摩擦 力 矩 大 ，同 时也起 不 到密 封不 漏 脂 的效果 ；
以６ ３ １ ４ 系 列产 品为例 。 内圈外 径 为直 台式 密 封 ，见 图 １ 。这 种 结 构 的密 封 比较 简单 ，其 密 封 性 能对 轴 承零件 的加工 精 度及 密封 圈 的质 量要 求 较 高 ，防尘 、抗漏 脂性 能 较差 。
一
结 构都 不 能满 足 市场 和 用户 的要 求 ，表 现 突 出的
ｐ ｒ ｏ ｄ ｕ ｃ ｔ ｃ ｏ ｍｍｏ ｎ ａ ｌ ｉ ｔ ｙ ．
Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ： ｄ ｅ ｅ ｐ ｇ ｒ ｏ ｏ ｖ ｅ ｂ ａ ｌ ｌ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ； ｓ ｅ ａ ｌ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｕ ｒ ｅ ； ｓ ｌ ｏ ｔ ； ｓ ｔ ａ ｒ ｔ ｔ ｏ ｒ ｑ ｕ ｅ ； ｇ ｒ ｅ ａ ｓ ｅ ｌ ｅ ａ ｋ ａ ｇ ｅ