电机用深沟球轴承径向游隙及配合的选择与分析_薛正堂
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为有效起见 , 取 Fr1 及 Fr2 中较大值作为轴承 所受载荷 , 即 Fr =Fr1 =755 N , 则 ΔdF ≈0 .003 mm 。 2 .2 .2 温度引起的游隙变化
轴承在运转过程中 , 由于电枢热传导及内外
圈散热条件的影响 , 内圈温度高于外圈 , 由此导致 游隙进一步减小 , 其减小量为[ 6]
RΔf =mΔf -3σΔf ≥0 即 mΔ0 -λ(ms -mi )-3σΔf ≥0 则 mΔ0 ≥λ(ms -mi )+3σΔf
=λ(ms -mi )+3 ×
(R6Δ0)2 +λ2[ (R6s)2 +(R6i)2] 由上式可得 , mΔ0的值与 ms 、mi 、RΔ0 、Rs 、Ri 、 λ有关 。对 6306 轴承 , 有 :m Δ0 ≥0 .014 mm 。 即要 使残余游隙量为非负值 , mΔ0最小取 0 .014 mm , 则 原始游隙范围约为 0 .010 5 ～ 0 .017 5 mm 。 对特定型号 , λ不变 , 假定 RΔ0不变 , 则 mΔ0与 ms 、mi 、Rs 、Ri 有关 , 即轴承内径与轴径的公差带 愈小 , mΔ0 愈小 , 本例 中 , 如轴承精度取 P4 级 , 即 Ri =0 .005 mm , 轴径公差不变 , 代入以上计算式 , 可得 mΔ0 =0 .012 mm , 原始游隙变为 0 .008 5 ～ 0 .015 5 mm 。 使用中 , 若轴径公差也相应压缩 , 则 原始游隙可以更小 , 接近行业标准给定的电机轴 承游隙 , 严格来讲 , 游隙的规定必须与轴承及轴的 尺寸精度相对应 。 另外 , 装配中因轴及轴承内径圆度的复映 , 沟 道圆度会相应增大 , 所以尽可能取小过盈量 。目 前, 电机行业中, 不少企业轴径公差还仍旧执行 k6 精度 , 需要改进 。
态的最小游隙 , 还应考虑油膜厚度及装配等因素
的影响 , 原始 游隙还应加上 1 ～ 2 μm , 综上所述 ,
精度为 P0 的 6306 电机轴承 原始游隙适 宜值为 0 .015 ～ 0 .022 mm 。
当轴承内径选 P5 级以上 , 轴径公差应适当压缩
与控制 , 按照以上计算方法可相应压缩原始游隙 。
衡力系数(取 2 .0)[ 4] 。
对 Y112M -2 型电机 , W =80 N ;l =222 mm ;
x =114 .5 mm ;y =107 .5 mm ;m =60 mm 。
Fb 为轴受到皮带的牵引而作用于此处的径
向力 , 其计算公式如下 :
Fb =fbFt
· 12 ·
《 轴承》2005.№ .10
2 .3 最小过盈量计算
具体制定电机轴承配合及游隙的大小还必须
考虑轴承内径与轴配合时的最小过盈量 , 以补偿
因配合面的塑性变形 、载荷及温差引起的过盈减
小 , 确保轴承在旋转时不与轴发生蠕动 。 最小过盈量计算公式[ 4, 8] 为
Δdmin =
d d+2(0 .08
d B
Fr
+0
.001
5 d ·ΔΣ)×10 -3
较计算过盈量有适当的减小 , 对磨出的轴及轴承
内径 , 其减小率 λRa 为
λRa
=d
d +2
对于 6306 轴承 , 计算得 :λRa ≈0 .938 。 令 λ=
λiλRa , 则 λ≈0 .69 , λ可理解为名义过盈下内圈沟
底尺寸的有效胀大参数 。 2 .1 .3 残余游隙计算及分析[ 4]
收稿日期 :2005-05 -23 ;修回日期 :2005-06-20 作者简介 :薛正堂 , 技术部部长 。
2 .1 残余游隙计算及分析
轴承外径与轴承座为 H6 配合 , 属间隙配合 ,
仅考虑轴承内径与轴过盈配合对游隙的影响 。 2 .1 .1 内圈沟底尺寸胀大率 λi[ 3]
轴承内径与轴过盈装配时 , 会导致轴承内圈 沟底尺寸胀大 , 其胀大率 λi 为[ 4-5]
析如图 1 所示 。
图 1 轴承受力示意图
根据图 1 , 有
Fr1 =l +l mFb +xl Wfw
Fr2
=ml Fb
-
y l
Wfw
式中 :Fr1为作用于轴承 1 的载荷 , N ;Fr2为作用于
轴承 2 的载荷 , N ;Fb 为作用于轴上的径向力 , N ;
W 为转子重 力 , N ;fw 为电磁吸引力 及转子不平
在考虑配合对游隙的影响时 , 宜采用统计学
方法加以处理 , 设轴径 、轴承内径及其原始游隙的
数值 均为正 态分 布 , 公 差范围 都等 于各自 的 ±
3 σ, 计算其残余游隙的分布 。
σs =R6s =0 .001 5 mm σi =R6i =0 .001 7 mm
σΔ0 =R6Δ0 =0 .001 2 mm
δt ≈αΔtDe
式中 :δt 为内外圈温差引起游隙减小量 ,mm ;Δt 为内
圈对外圈的温度差 , 一般取 5 ～ 10 ℃, 本例取5 ℃;α 为轴承钢线膨胀系数(1/ ℃), 约为 12.5 ×10-6 。
代入数据计算得 δt =0 .004 mm 。 2 .2 .3 工作游隙计算与分析
由以上分析可知 , 运转情况下 , 工作游隙的平
ISSN 1000-3762 CN41-1148/ TH
轴承 Bearing
2002500年5, 第No
10 期 .10
10
-12
电机用深沟球轴承径向游隙及配合的选择与分析
薛正堂
(阜 阳轴承股份有限公司 , 安徽 阜阳 236023)
薛正堂 :电机用深沟球轴承径向游隙及配合的选择与分析
· 11 ·
σf 2 =σs2 +σi2 =5 .14 ×10-6 mm mΔf =m Δ0 -λ(ms -mi)
σΔf = σΔ02 +λ2 σf2
RΔf =mΔf ±3σΔf 式中 :σs 为轴径的标准偏差 ;σi 为轴承内径的标 准偏差 ;σΔ0为原始游隙的标准偏差 ;RΔ0为原始游 隙范围(0 .007);Rs 为轴径的公差(0 .009);Ri 为 轴承内径的公差(0 .01);σf 为轴径和内径联立时 的标准偏差 ;σΔf 为残余游隙的标准偏差 ;ms 为轴 径的平均值( 30 +0 .006 5);mi 为轴承内径的平 均值( 30 -0 .005);m Δ0 为 原 始游 隙 的 平均 值 (0 .008 5);m Δf 为残余游隙的平 均值 ;RΔf 为残余 游隙范围 。
2 .2 工作游隙计算及分析 工作游隙计算 , 不仅要考虑以上因素 , 还必须
考虑载荷及温度对游隙的影响 。 2 .2 .1 载荷引起游隙的变化[ 5]
工作状态下 , 轴承受到载荷后 , 将产生两方面 作用 :一种是内圈受到径向压缩而轻微变形并在 圆周方向稍有扩大 , 导致过盈量的减小 , 则配合过 盈量计算中要减去此值 , 内圈胀大量减小 , 相应游 隙略有增大 ;另一种是在径向载荷作用下 , 套圈和 滚动体之间产生弹性接触变形 , 使内外圈在载荷 方向发生相对位移 , 导致局部角位置方向的游隙 增加 。有关资料[ 6] 表明 , 实际使用中 , 不宜把载荷 方向产生的相对位移看作径向工作游隙的增加 。 载荷引起过盈量的减小 ΔdF 为
大多数情况下 , 电机轴承在轻载及高速运转 条件下工作 , 因电枢发热传导及内圈的散热条件 相对弱于外圈 , 往往导致工作游隙比残余游隙还 小 , 因此仅考虑静态下的过盈配合对游隙的影响 是不够的 , 还必须考虑工作状态下温升及载荷对 游隙的影响 。
2 实例计算及分析
以 6306 电机轴承为例 , 在标准规定的游隙下 分别计算出残余游隙及工作游隙 , 根据计算的结 果 , 再分析原始游隙的最佳取值及配合选择 。
已知 6306 深沟球轴承 原始游隙 为 0 .005 ～ 0 .012 mm , 按 P0 精 度 制 造 , 外 径 公 差 为 0 ～ -0 .013 mm , 内径公差为 0 ～ -0 .01 mm[ 1-2] , 与 k5 轴及 H6 轴承座配合 , 轴承内径 d =30 mm , 外径 D =72 mm , 外圈沟底直径 De =64 .013 mm , 内圈沟底直径 di =40 mm , 套圈宽度 B =19 mm 。 k5 轴的公差为 +0 .002 ～ +0 .011 mm 。
F t =Mr
M
=955
000
H n
式中 :M 为作用于皮带轮的力矩 , N·mm ;Ft 为皮
带的有效传动力 ,N ;fb 为皮带系数(取 fb =2 .0);
r 为皮带轮的有效半径 , mm ;H 为传递动力 , kW ;
n 为转速 , r/min 。
将相关数据代入以上公式 , 计算 得 Fb ≈529 N , Fr1 ≈755 N , Fr2 ≈66 N 。
代入有关数值 , 计算得 m Δf ≈0 .000 5 mm , σΔf ≈0 .002 mm , RΔf =-0 .005 5 ～ +0 .006 5 mm 。
由上可知 , 轴承的游隙在装配后发生很大的 变化 , 特别是原始游隙过小 , 可能在装配后产生负 游隙 , 测试状态下出现噪声增大 , 轴承过热等现 象 。 装配后残余游隙量为负值的概率为 P(RΔf < 0)=0 .4 , 显然是不适宜的 , 要使残余游隙量为非 负值 , 则
ΔdF =0 .08 ×10-3
d B
Fr
(mm)
式中 :Fr 为轴承所受径向载荷 ,N 。
轴承所受Fra Baidu bibliotek向载荷要进行受力分析 , 本例中 ,
如 6306 轴承装于 Y112M -2 型电机 , 其传递动力
为 4 .0 kW , n =2 890 r/min , 假设其通过皮带轮传
递动力 , 经验取皮带轮半径 r =50 mm , 其受力分
公式中 0 .001 5d ·ΔT 表明轴承 内圈温度高
于轴 , 导致过盈量减小 , 实际上 , 在电机中有绕组 、
铁芯 、轴承等不同的热源 , 由于涡流及线圈电阻作
用 , 正常情况下 , 绕组和铁芯为主要热源 , 即转子
还向轴承内圈传递热量 , 使内圈同轴之间的装配 过盈量有增大趋势[ 4-5] , 因此 , 应略去 0 .001 5d·
摘要 :电机用深沟球轴承在装配及工作过程中 , 由于受配合 、温度等的影响 , 其原始游隙将发生较大变化 , 通过 实例计算 , 剖析了电机用深沟球轴承的游隙及其 影响因素 , 并考虑了减振降噪 , 提出了合理的原始游隙及配合 的选择方法 。 关键词 :深沟球轴承 ;径向游隙 ;配合 ;分析 ;计算 中图分类号 :TH133.33 文献标识码 :B 文章编号 :1000-3762(2005)10-0010-03
RΔf′=mΔf′-3σΔf ≥0
即
mΔ0 ≥λ[ (ms -mi)-ΔdF] +δt +3σΔf
计算得 m Δ0 ≥0 .016 mm , mΔ0最小值取 0 .016 mm , 则原始游隙范围约为 0 .012 5 ～ 0 .019 5 mm 。
比较以上残余游隙及工作游隙 , 按工作游隙
为目标 , 需要的原始游隙更大 。另外 , 正常工作状
λi =ddF 式中 :dF 为内圈沟底当量直径 。
dF =ηi(23 d +13 D) 式中 :ηi 为内圈 沟底直径与沟肩直径比 参数 , 取
0 .93 。 计算得 :dF ≈41 mm , λi ≈0 .732 。 2 .1 .2 装配过盈减小率 λRa[ 3-4]
考虑到配合面塑性变形 , 安装后实际过盈量
1 径向游隙分析
轴承的径向游隙(以下简称游隙)可分为原始 游隙 、残余游隙和工作游隙 。 原始游隙为轴承在 安装前所处自由状态下的游隙 ;采用紧配合的轴 承 , 过盈装于轴或轴承座 , 此时的游隙称为残余游 隙 ;轴承运转中 , 残余游隙会因轴承内各部位温差 引起的尺寸变化以及载荷引起轴承的弹性变形而 有所增减 , 此时的游隙称为工作游隙 。 为了稳妥 起见 , 实用中的工作游隙一般为零或稍正的一侧 。
均值 mΔf′应为 mΔf′=mΔ0 -λ[ (ms -mi )-ΔdF] -δt
对 6306 轴承 , m Δf′≈-0 .001 5 mm 。 实际装配运转后 , 其工作游隙范围 RΔf′约为 R Δf′=m Δf′±3 σΔf
≈-0 .007 5 ～ +0 .004 5 mm
要使工作游隙为非负值 , 则
轴承在运转过程中 , 由于电枢热传导及内外
圈散热条件的影响 , 内圈温度高于外圈 , 由此导致 游隙进一步减小 , 其减小量为[ 6]
RΔf =mΔf -3σΔf ≥0 即 mΔ0 -λ(ms -mi )-3σΔf ≥0 则 mΔ0 ≥λ(ms -mi )+3σΔf
=λ(ms -mi )+3 ×
(R6Δ0)2 +λ2[ (R6s)2 +(R6i)2] 由上式可得 , mΔ0的值与 ms 、mi 、RΔ0 、Rs 、Ri 、 λ有关 。对 6306 轴承 , 有 :m Δ0 ≥0 .014 mm 。 即要 使残余游隙量为非负值 , mΔ0最小取 0 .014 mm , 则 原始游隙范围约为 0 .010 5 ～ 0 .017 5 mm 。 对特定型号 , λ不变 , 假定 RΔ0不变 , 则 mΔ0与 ms 、mi 、Rs 、Ri 有关 , 即轴承内径与轴径的公差带 愈小 , mΔ0 愈小 , 本例 中 , 如轴承精度取 P4 级 , 即 Ri =0 .005 mm , 轴径公差不变 , 代入以上计算式 , 可得 mΔ0 =0 .012 mm , 原始游隙变为 0 .008 5 ～ 0 .015 5 mm 。 使用中 , 若轴径公差也相应压缩 , 则 原始游隙可以更小 , 接近行业标准给定的电机轴 承游隙 , 严格来讲 , 游隙的规定必须与轴承及轴的 尺寸精度相对应 。 另外 , 装配中因轴及轴承内径圆度的复映 , 沟 道圆度会相应增大 , 所以尽可能取小过盈量 。目 前, 电机行业中, 不少企业轴径公差还仍旧执行 k6 精度 , 需要改进 。
态的最小游隙 , 还应考虑油膜厚度及装配等因素
的影响 , 原始 游隙还应加上 1 ～ 2 μm , 综上所述 ,
精度为 P0 的 6306 电机轴承 原始游隙适 宜值为 0 .015 ～ 0 .022 mm 。
当轴承内径选 P5 级以上 , 轴径公差应适当压缩
与控制 , 按照以上计算方法可相应压缩原始游隙 。
衡力系数(取 2 .0)[ 4] 。
对 Y112M -2 型电机 , W =80 N ;l =222 mm ;
x =114 .5 mm ;y =107 .5 mm ;m =60 mm 。
Fb 为轴受到皮带的牵引而作用于此处的径
向力 , 其计算公式如下 :
Fb =fbFt
· 12 ·
《 轴承》2005.№ .10
2 .3 最小过盈量计算
具体制定电机轴承配合及游隙的大小还必须
考虑轴承内径与轴配合时的最小过盈量 , 以补偿
因配合面的塑性变形 、载荷及温差引起的过盈减
小 , 确保轴承在旋转时不与轴发生蠕动 。 最小过盈量计算公式[ 4, 8] 为
Δdmin =
d d+2(0 .08
d B
Fr
+0
.001
5 d ·ΔΣ)×10 -3
较计算过盈量有适当的减小 , 对磨出的轴及轴承
内径 , 其减小率 λRa 为
λRa
=d
d +2
对于 6306 轴承 , 计算得 :λRa ≈0 .938 。 令 λ=
λiλRa , 则 λ≈0 .69 , λ可理解为名义过盈下内圈沟
底尺寸的有效胀大参数 。 2 .1 .3 残余游隙计算及分析[ 4]
收稿日期 :2005-05 -23 ;修回日期 :2005-06-20 作者简介 :薛正堂 , 技术部部长 。
2 .1 残余游隙计算及分析
轴承外径与轴承座为 H6 配合 , 属间隙配合 ,
仅考虑轴承内径与轴过盈配合对游隙的影响 。 2 .1 .1 内圈沟底尺寸胀大率 λi[ 3]
轴承内径与轴过盈装配时 , 会导致轴承内圈 沟底尺寸胀大 , 其胀大率 λi 为[ 4-5]
析如图 1 所示 。
图 1 轴承受力示意图
根据图 1 , 有
Fr1 =l +l mFb +xl Wfw
Fr2
=ml Fb
-
y l
Wfw
式中 :Fr1为作用于轴承 1 的载荷 , N ;Fr2为作用于
轴承 2 的载荷 , N ;Fb 为作用于轴上的径向力 , N ;
W 为转子重 力 , N ;fw 为电磁吸引力 及转子不平
在考虑配合对游隙的影响时 , 宜采用统计学
方法加以处理 , 设轴径 、轴承内径及其原始游隙的
数值 均为正 态分 布 , 公 差范围 都等 于各自 的 ±
3 σ, 计算其残余游隙的分布 。
σs =R6s =0 .001 5 mm σi =R6i =0 .001 7 mm
σΔ0 =R6Δ0 =0 .001 2 mm
δt ≈αΔtDe
式中 :δt 为内外圈温差引起游隙减小量 ,mm ;Δt 为内
圈对外圈的温度差 , 一般取 5 ～ 10 ℃, 本例取5 ℃;α 为轴承钢线膨胀系数(1/ ℃), 约为 12.5 ×10-6 。
代入数据计算得 δt =0 .004 mm 。 2 .2 .3 工作游隙计算与分析
由以上分析可知 , 运转情况下 , 工作游隙的平
ISSN 1000-3762 CN41-1148/ TH
轴承 Bearing
2002500年5, 第No
10 期 .10
10
-12
电机用深沟球轴承径向游隙及配合的选择与分析
薛正堂
(阜 阳轴承股份有限公司 , 安徽 阜阳 236023)
薛正堂 :电机用深沟球轴承径向游隙及配合的选择与分析
· 11 ·
σf 2 =σs2 +σi2 =5 .14 ×10-6 mm mΔf =m Δ0 -λ(ms -mi)
σΔf = σΔ02 +λ2 σf2
RΔf =mΔf ±3σΔf 式中 :σs 为轴径的标准偏差 ;σi 为轴承内径的标 准偏差 ;σΔ0为原始游隙的标准偏差 ;RΔ0为原始游 隙范围(0 .007);Rs 为轴径的公差(0 .009);Ri 为 轴承内径的公差(0 .01);σf 为轴径和内径联立时 的标准偏差 ;σΔf 为残余游隙的标准偏差 ;ms 为轴 径的平均值( 30 +0 .006 5);mi 为轴承内径的平 均值( 30 -0 .005);m Δ0 为 原 始游 隙 的 平均 值 (0 .008 5);m Δf 为残余游隙的平 均值 ;RΔf 为残余 游隙范围 。
2 .2 工作游隙计算及分析 工作游隙计算 , 不仅要考虑以上因素 , 还必须
考虑载荷及温度对游隙的影响 。 2 .2 .1 载荷引起游隙的变化[ 5]
工作状态下 , 轴承受到载荷后 , 将产生两方面 作用 :一种是内圈受到径向压缩而轻微变形并在 圆周方向稍有扩大 , 导致过盈量的减小 , 则配合过 盈量计算中要减去此值 , 内圈胀大量减小 , 相应游 隙略有增大 ;另一种是在径向载荷作用下 , 套圈和 滚动体之间产生弹性接触变形 , 使内外圈在载荷 方向发生相对位移 , 导致局部角位置方向的游隙 增加 。有关资料[ 6] 表明 , 实际使用中 , 不宜把载荷 方向产生的相对位移看作径向工作游隙的增加 。 载荷引起过盈量的减小 ΔdF 为
大多数情况下 , 电机轴承在轻载及高速运转 条件下工作 , 因电枢发热传导及内圈的散热条件 相对弱于外圈 , 往往导致工作游隙比残余游隙还 小 , 因此仅考虑静态下的过盈配合对游隙的影响 是不够的 , 还必须考虑工作状态下温升及载荷对 游隙的影响 。
2 实例计算及分析
以 6306 电机轴承为例 , 在标准规定的游隙下 分别计算出残余游隙及工作游隙 , 根据计算的结 果 , 再分析原始游隙的最佳取值及配合选择 。
已知 6306 深沟球轴承 原始游隙 为 0 .005 ～ 0 .012 mm , 按 P0 精 度 制 造 , 外 径 公 差 为 0 ～ -0 .013 mm , 内径公差为 0 ～ -0 .01 mm[ 1-2] , 与 k5 轴及 H6 轴承座配合 , 轴承内径 d =30 mm , 外径 D =72 mm , 外圈沟底直径 De =64 .013 mm , 内圈沟底直径 di =40 mm , 套圈宽度 B =19 mm 。 k5 轴的公差为 +0 .002 ～ +0 .011 mm 。
F t =Mr
M
=955
000
H n
式中 :M 为作用于皮带轮的力矩 , N·mm ;Ft 为皮
带的有效传动力 ,N ;fb 为皮带系数(取 fb =2 .0);
r 为皮带轮的有效半径 , mm ;H 为传递动力 , kW ;
n 为转速 , r/min 。
将相关数据代入以上公式 , 计算 得 Fb ≈529 N , Fr1 ≈755 N , Fr2 ≈66 N 。
代入有关数值 , 计算得 m Δf ≈0 .000 5 mm , σΔf ≈0 .002 mm , RΔf =-0 .005 5 ～ +0 .006 5 mm 。
由上可知 , 轴承的游隙在装配后发生很大的 变化 , 特别是原始游隙过小 , 可能在装配后产生负 游隙 , 测试状态下出现噪声增大 , 轴承过热等现 象 。 装配后残余游隙量为负值的概率为 P(RΔf < 0)=0 .4 , 显然是不适宜的 , 要使残余游隙量为非 负值 , 则
ΔdF =0 .08 ×10-3
d B
Fr
(mm)
式中 :Fr 为轴承所受径向载荷 ,N 。
轴承所受Fra Baidu bibliotek向载荷要进行受力分析 , 本例中 ,
如 6306 轴承装于 Y112M -2 型电机 , 其传递动力
为 4 .0 kW , n =2 890 r/min , 假设其通过皮带轮传
递动力 , 经验取皮带轮半径 r =50 mm , 其受力分
公式中 0 .001 5d ·ΔT 表明轴承 内圈温度高
于轴 , 导致过盈量减小 , 实际上 , 在电机中有绕组 、
铁芯 、轴承等不同的热源 , 由于涡流及线圈电阻作
用 , 正常情况下 , 绕组和铁芯为主要热源 , 即转子
还向轴承内圈传递热量 , 使内圈同轴之间的装配 过盈量有增大趋势[ 4-5] , 因此 , 应略去 0 .001 5d·
摘要 :电机用深沟球轴承在装配及工作过程中 , 由于受配合 、温度等的影响 , 其原始游隙将发生较大变化 , 通过 实例计算 , 剖析了电机用深沟球轴承的游隙及其 影响因素 , 并考虑了减振降噪 , 提出了合理的原始游隙及配合 的选择方法 。 关键词 :深沟球轴承 ;径向游隙 ;配合 ;分析 ;计算 中图分类号 :TH133.33 文献标识码 :B 文章编号 :1000-3762(2005)10-0010-03
RΔf′=mΔf′-3σΔf ≥0
即
mΔ0 ≥λ[ (ms -mi)-ΔdF] +δt +3σΔf
计算得 m Δ0 ≥0 .016 mm , mΔ0最小值取 0 .016 mm , 则原始游隙范围约为 0 .012 5 ～ 0 .019 5 mm 。
比较以上残余游隙及工作游隙 , 按工作游隙
为目标 , 需要的原始游隙更大 。另外 , 正常工作状
λi =ddF 式中 :dF 为内圈沟底当量直径 。
dF =ηi(23 d +13 D) 式中 :ηi 为内圈 沟底直径与沟肩直径比 参数 , 取
0 .93 。 计算得 :dF ≈41 mm , λi ≈0 .732 。 2 .1 .2 装配过盈减小率 λRa[ 3-4]
考虑到配合面塑性变形 , 安装后实际过盈量
1 径向游隙分析
轴承的径向游隙(以下简称游隙)可分为原始 游隙 、残余游隙和工作游隙 。 原始游隙为轴承在 安装前所处自由状态下的游隙 ;采用紧配合的轴 承 , 过盈装于轴或轴承座 , 此时的游隙称为残余游 隙 ;轴承运转中 , 残余游隙会因轴承内各部位温差 引起的尺寸变化以及载荷引起轴承的弹性变形而 有所增减 , 此时的游隙称为工作游隙 。 为了稳妥 起见 , 实用中的工作游隙一般为零或稍正的一侧 。
均值 mΔf′应为 mΔf′=mΔ0 -λ[ (ms -mi )-ΔdF] -δt
对 6306 轴承 , m Δf′≈-0 .001 5 mm 。 实际装配运转后 , 其工作游隙范围 RΔf′约为 R Δf′=m Δf′±3 σΔf
≈-0 .007 5 ～ +0 .004 5 mm
要使工作游隙为非负值 , 则