提高圆柱滚子轴承轴向承载能力的设计改进
车床尾座主轴结构的改进设计
车床尾座主轴结构的改进设计徐燕【摘要】针对原死顶尖固定式尾座结构,在使用中常常出现顶尖与套筒锥孔处研损,导致顶尖各项使用精度下降,影响工件的加工精度,承载能力受限等问题,结合理论与实践,改进为活顶尖内置式尾座结构.对改进前后的两种尾座结构进行现场精度检测和静刚度分析计算,对比发现,改进后的尾座结构在精度和性能上均优于改进前.【期刊名称】《制造技术与机床》【年(卷),期】2019(000)001【总页数】5页(P60-64)【关键词】固定式结构;结构改进设计;内置式结构【作者】徐燕【作者单位】天水星火机床有限责任公司,甘肃天水741024【正文语种】中文【中图分类】TH122尾座是车床的主要组成部件,在加工轴类工件时,起到辅助支撑的作用,其顶尖顶紧工件,保证加工的稳定性.随着机械行业的发展,车床的技术水平日趋成熟,尾座的结构依据其功能特性要求而多种多样,尾座总成在床身上的纵向移动,由原来的人力推动发展为现在的电动机驱动；套筒的旋出由原来的人工手轮摇动旋出发展为现在的电动液压、气动控制旋出等,都在向自动化、宜人化及高精度、高可靠性发展.对于中、小型车床,由于承重不大,尾座自身较轻便,考虑成本等问题,其移动或套筒移动一般采用人工机械控制方式,对于大型、重型车床,尾座承载大,结构也较复杂,通常采用电动控制.尾座作为车床的主要组成部件,不管以何种方式控制,其结构性能直接影响车床的使用精度,关键在于尾座套筒、尾座主轴、尾座顶尖之间的合理结构设计.在实际应用中,常常会出现尾座顶尖的径向跳动超过标准规定的要求；尾座套筒轴线对溜板移动的平行度要求达不到预定目标；尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度要求过低等问题.因此,需要我们在这几个方面考虑对尾座结构进行改进设计,提高尾座的可靠性和使用精度.1 原尾座结构分析尾座通常配合主轴箱使用,用来支撑并顶紧工件,相对来说结构较简单,如图1原尾座结构示意图.此结构为固定式尾座结构,尾座整体在床身上到位后,操作手柄8使止退销7插入床身止退牙9后固定好压板10,防止尾座在顶持工件后与床身发生相对滑移,通过摇手轮6,使丝杆3与丝母4动作,驱动套筒2向外伸出,可靠顶紧工件.结构中,顶尖与套筒按1:7锥孔定位,顶尖材质选用T8A,进行C58热处理,套筒外径D＝130 mm,套筒内径d＝80 mm.结构简单,操作方便,但存在以下问题:(1)顶尖在结构中属死顶尖,加工工件时工件旋转,顶尖和套筒不动,工件相对尾座顶尖高速旋转,对顶尖处的材质要求较高,通常顶尖处镶嵌硬质合金防止顶尖磨损,除此之外,根据用户的工件材质及工件中心孔特性,通常需要专用活顶尖来代替使用,增加了附件的配置成本.(2)顶尖与套筒直接安装,对1∶7的定位锥孔加工要求和装配要求高,内锥孔与配合件用涂色法检验,其接触面要求靠近大端,且不得低于全长的80%,加工或装配不达标,常常出现顶尖与套筒锥孔处研损,导致顶尖使用精度下降,影响工件的加工精度.(3)在实际应用中常常会出现尾座顶尖的径向跳动超过规定的标准要求；尾座套筒轴线对溜板移动的平行度要求达不到预定目标；尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度过低等问题.(4)本结构中由于是死顶尖结构,承载能力较小,对加工工件重量有一定的局限性.2 尾座结构改进设计根据上述尾座已有的结构和存在的问题分析,对原结构的尾座进行改进设计,设计一台更加合理可靠的尾座结构.改进设计方案如图2所示,增加尾座主轴,在尾座主轴和套筒间配置轴承,图3为改进后尾座主轴结构放大示意图,套筒内增加尾座主轴,套筒外径D ＝150 mm,套筒内径d＝100 mm.与原结构相比较,改进后结构增加了尾座主轴,前端增加带锥孔的双列圆柱滚子轴承和一对推力球轴承,后端增加圆锥滚子轴承,配合使用来消除轴向间隙,承载较大的轴向和径向载荷.套筒上设计了导向块5,当摇手轮10时,丝杆9驱动丝母8轴向运动,带动套筒6向外伸出,导向块5对套筒6起到导向作用,使套筒6沿直线稳定移动,把改进后尾座结构称为内置式结构.改进后结构中,顶尖较简单,本身相当于活顶尖,当主轴箱顶尖和尾座顶尖顶紧工件并由主轴箱驱动工件旋转时,顶尖和尾座主轴随从工件一起运动,且顶尖头处不需要镶嵌硬质合金.3 改进前后性能分析3.1 性能与成本分析改进前固定式尾座结构中,顶尖属死顶尖,结合原结构中的问题说明知道,对顶尖处的材质要求较高,通常顶尖处镶嵌硬质合金,如图4所示,采购成本高,除此之外,根据用户的工件材质及工件中心孔特性,通常需要配带活顶尖来配合使用,如图5改进前活顶尖示意图,增加了附件的配置要求.改进后结构中的顶尖较简单,采用如图6所示标准顶尖,顶尖头处不需要镶嵌硬质合金,结构中由于增加了轴承和尾座主轴,顶尖连同尾座主轴本身相当于活顶尖,相当于把原结构中的活顶尖的结构融入到内置式尾座结构中.改进后使用可靠,顶尖与套筒锥孔处研损情况基本消除,也省去了采购硬质合金的成本与加工成本.改进后虽然增加了尾座主轴及轴承,但不需要增加活顶尖作为附件使用,相比较合算,改进后这部分成本略低于改进前,关键是改进后承载能力也相应增大；另外,对1∶7的定位锥孔面配合使用涂色法检验,改进后其接触面要求靠近大端,且不少于全长的70%,与原结构的80%相比较,降低了加工与装配成本.3.2 现场精度检测分析按照GB/T 25659.1-2010《简式数控卧式车床第1部分:精度检验》标准要求,检测改进前后两台尾座的相关精度,如表1所示.表1中的数据,是检测尾座套筒和锥柄芯轴、尾座套筒上母线和侧母线的直线度以及顶尖锥面的跳动度,分别检测三次求得的平均值.由以上尾座精度检测可知,改进后尾座套筒轴线及锥孔轴线对溜板移动的平行度均高于改进前；尾座顶尖的跳动度高于改进前,说明改进后尾座的各项使用精度提高了,对工件的加工精度也会有相应的提高.3.3 计算改进后套筒伸出量对车床静刚度的影响由于工件形状和尺寸的不同,要求尾座套筒伸出的长度也不同,套筒的伸出量直接影响车床的静刚度性能.为了说明尾座主轴结构改进后套筒伸出量对车床静刚度的影响及承载能力,将改进前、后车床工件重量分别设为3 t、4 t,计算尾座套筒伸出L1长度时的变形量进行比较.将尾座套筒视为由简支梁AB与固定在横截面B的悬臂梁BC所组成,如图7尾座套筒载荷分布所示,当简支梁AB与悬臂梁BC变形时,均在截面C引起挠度,挠度δ1与δ2,其代数和即为该截面的总挠度,即总变形量δ[1].表1 改进前后尾座精度检测检验项目示意图允差值/mm 改进前/mm 改进后/mm主轴轴线对溜板移动的平行度:a)在YZ平面内b)在ZX平面内a)在套筒500测量长度上为:0.040 b)在套筒500测量长度上为:0.030 a)0.016 b)0.025 a)0.008 b)0.015尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度:a)在YZ平面内b)在ZX平面内a)在锥柄检棒300测量长度上为:0.030 b)在锥柄检棒300测量长度上为:0.030 a)0.022 b)0.025 a)0.015 b)0.018顶尖的跳动度0.025 0.020 0.010为了分析简支梁AB的变形,首先要计算C端处载荷力F的大小,即顶尖处载荷力的大小,因为工件一端被卡盘夹紧,属固定端,一端顶尖支撑,工件重量G＝3 t(改进前),G ＝4 t(改进后),工件长度L＝2 000 mm,如图8工件均布载荷分布,用超静力定梁力法进行计算,判定超静定次数为一次,解除多余约束,将原超静定梁转化为静定梁.根据静定梁的选择原则,这里选悬臂梁为基本定静梁[2],由静力平衡条件得:于是得到C端处的约束反力F＝FC,将载荷F＝FC平移至截面B,得作用在该截面上的集中力F与力矩为FL1的附加力偶,如图9附加力偶图,于是得截面B的转角为:并由此得截面C的相应挠度为:在载荷F作用下,如图10,悬臂梁BC的端点挠度为:由此可得,截面C的总挠度为:已知钢的弹性模量E＝200 GPa＝2×1011Pa(d为套筒内径,D为套筒外径),F＝FC,L1为套筒伸出长度,L2为套筒未伸出长度,改进前工件重量G＝3 t,改进后工件重量G＝4 t,工件长度L＝2 000 mm,将所有已知条件分别代入式(1)～(7),可得δ1、δ2及δ的值,见表2.从以上δ1、δ2及δ值并查看标准知道,各挠度值均小于行业及国家规定的标准变形量,从数值看,套筒伸出长度越长,套筒挠度及总变形量相应增大,改进前载荷为3 t,改进后载荷增加到4 t,但其δ1、δ2及δ值均小于改进前,说明改进后尾座的静刚度性能优于改进前.4 结语在原尾座结构基础上进行改进设计,增加尾座主轴,并配合相关轴承,将原死顶尖固定式尾座结构改进为内置式活顶尖结构,不但改善了尾座的相关性能,降低了加工成本,而且提高了尾座的使用精度和静刚度,改善了车床的加工性能.在实际的使用中具有广泛的实用价值.表2 改进前后尾座套筒变形量计算F＝FC/N 惯性矩I/mm弹性模量E/Pa套筒外径D/mm套筒内径d/mm套筒伸出L1/mm L2/mm δ1/mm δ2/mm 总变形量δ/mm改进前(G ＝3 t) 2 250 0.12×102改进后(G ＝4 t) 3 000 0.18×1022×1011 130 80 150 100 50 350 0.000 3 0.000 0 0.000 3 100 300 0.000 90.000 3 0.001 2 150 250 0.001 8 0.001 1 0.002 9 50 350 0.000 2 0.000 00.000 2 100 300 0.000 8 0.000 2 0.001 0 150 250 0.001 6 0.000 9 0.002 6参考文献【相关文献】[1]机床设计手册编写组.机床设计手册(第三册)[M].北京:机械工业出版社,1986.[2]徐道远,黄孟生,等.材料力学[M].南京:河海大学出版社,2004.。
浅谈CA6140车床主轴维修方法的改进
浅谈CA6140车床主轴维修方法的改进摘要：机床主轴是车床主轴箱的一个重要部件，其中轴类部件是车床的关键部件，在车床的运行过程中承受很大的载荷，所以主轴部件的精度对工件的精度和表面粗糙度能够起到决定性作用。
本文着重研究机床主轴的维修方法，旨在提出一些维修方法的改进措施。
为CA6140车床的性能提升做贡献。
关键词：CA6140 车床主轴维修改进措施机床主轴是车床主轴箱的重要部件，它的正常运行关系到整个车床效能的发挥，因此对其维修应进行严格管理。
本文针对一台已运行6年的CA6140机床进行研究，主轴旋转精度低于新机床，圆跳动高于国家标准，轴锥孔孔口磨损严重且明显。
主轴前轴承和主轴箱后轴承磨损严重。
尾架中心低于主轴中心大约0.05mm，套筒顶尖磨损严重。
1 CA6140车床介绍CA6140是中型车床，主要加工回转类零件。
工程中常用来车削内外圆柱面、圆锥面等。
CA6140一般用于加工轴类、套筒类的回转表面。
机床主轴作为较长轴类零件能够在主轴套筒中装夹上钻头等工具，从而使得机床的加工范围比以前增大。
从中可以看出，机床主轴是机床的重要组成部分。
2 CA6140车床主轴的维修方法2.1 进行预检，主轴精度检测用百分表或者检验芯棒对主轴轴颈径向跳动、主轴轴肩径向跳动、主轴锥孔径向跳动进行预检，看外圆磨损和跳动是否增加。
一般误差保持在0.01%。
2.2 主轴失效形式主轴的失效形式一般是轴颈磨损，外表拉伤，同轴度误差和变形等。
对主轴同轴度检查的方法主要是将主轴放在检验平板支撑架上，主轴后端装入堵头，堵头中心孔顶一个钢球，紧贴支撑板。
这一检查中确保得到相应误差，轴肩截面跳动误差可以从千分表读出，一般应将同轴度控制在小于0.015mm。
确保得出主轴锥孔中心线对其轴颈的径向圆跳动误差，主要通过在主轴锥孔内放置一个锥柄检验棒，将千分表触头分别触及两点，主轴回转，观察千分表，测得误差。
2.3 拆卸主轴前进行几何精度检查CA6140车床主轴的前后支撑处比较特别，分别装有双列短圆柱滚子轴承，主要目的是承受径向力。
调心球轴承的轴向载荷承受能力与提升方法
调心球轴承的轴向载荷承受能力与提升方法调心球轴承是一种常用的滚动轴承，在工业设备和机械中广泛应用。
它能同时承受径向负荷和轴向负荷，但在实际应用中，轴向载荷承受能力通常较小，容易导致轴承失效。
因此，为了提高调心球轴承的轴向载荷承受能力，需要采取一些相应的提升方法。
首先，鉴于制约调心球轴承轴向载荷承受能力的主要因素是轴承的接触角，可以通过改变接触角度来提升轴承的承载能力。
较小的接触角度可以增加承载能力，可以通过调整轴承内外圈的端面与轴和壳体的倾斜角度来改变接触角度。
此外，通过调整轴承内外圈的偏心度，也可以影响轴承的接触角，从而提升轴向载荷的承受能力。
其次，改善轴承内外圈与滚子之间的接触表面质量，也是提升调心球轴承轴向载荷承受能力的重要措施。
接触表面质量的改善可以通过提高轴承加工工艺和使用更高品质的材料来实现。
合理的加工工艺可以保证接触表面的平整度、圆度和光滑度，从而降低接触面的摩擦和磨损，提高轴向载荷承受能力。
此外，润滑也是提升调心球轴承轴向载荷承受能力的关键因素。
适当的润滑可以减小摩擦和磨损，降低轴承的热量和摩擦功耗，提高轴向载荷承受能力。
润滑剂的选择应根据工作条件、环境温度和负荷情况来确定，同时要注意定期更换和补给润滑剂，保持良好的润滑状态。
另外，轴承的预紧装配也对轴向载荷的承受能力有重要影响。
通过适当的预紧力控制，可以使内、外环之间的碰撞变得均匀，减小滚道面的变形，从而提高调心球轴承的承载能力。
预紧力的选择应根据轴承的类型、尺寸和要求来确定，过大或过小的预紧力都会影响轴承的承载能力和寿命。
此外，良好的安装和维护也是保证调心球轴承轴向载荷承受能力的重要因素。
安装时应按照轴承的正确安装步骤和要求进行操作，避免误装和损坏。
在运行过程中，定期检查轴承的工作状态和润滑情况，及时清洁和补给润滑剂，排除故障，保持轴承的正常工作。
总之，调心球轴承的轴向载荷承受能力可以通过改变接触角度、改善接触表面质量、适当的润滑、合理的预紧装配以及良好的安装和维护来提升。
功能梯度材料圆柱滚子轴承轴向材料性能优化
摘要 ： 了解决轴承 “ 缘效应 ” 为 边 问题 ， 采用有限元法针对 功能梯度材料 圆柱滚子轴承滚动体 的轴 向材料 性能 对 轴承最大等效应力和最大接触应 力的影响进行 了研究 ， 结果表 明 ： 当滚 动体轴 向材料性 能分布合 理时 ， 在一 定
程度上可 以降低轴承滚动体的最大等效应力和最大接触应力 ， 或避免轴承滚动体“ 缘效应 ”提高 轴承 承 降低 边 ，
Ａｂ ｔａ ｔＩ ｒｅ ｏｖ ｈ ｒｂｅ ｏ ‘ ｄ ｅ Ｅ ｅ ｔ ａ ｄ ｉｃｅ ｓ ｈ ｏｄ ｃ ｐ ｃｔ，ｔｅ ｅ ｅ ｔｏ ｘａ ｔｒａ ｓｒ ｃ ：ｎ ｏｄ ｒｔ ｓ ｌｅｔｅｐｏ ｌｍ ｆ Ｅ ｇ ｆ ｃ ’ ｎ ｎ ｒａｅ ｔｅｌａ ａ ａｉ ｏ ｙ ｈ ｆ ｆａ ｉ ｍａｅ ｌ ｃ ｌ ｉ
此 问题 。 日本 科 学 家 在 １８ ９７年 首 先 提 出功 能 梯
１ 功 能梯度 材料 的制 备
功能梯度材料的制造方法主要包括气相沉积
法、 等离 子喷 涂 法 、 末 热 喷 涂 法 、 光 熔 覆 合 成 粉 激 法 和复合 电沉 积法 等 Ｊ 。气 相 沉 积 法 的工 艺 路 线 为 ： 用一 种 或 几 种气 化 金 属 元 素 产 生 物 理 气 采
பைடு நூலகம்
ｍａ ｅ ｏ ｎ ｔ ｎ ｌ ｒ ｄ ｅ ｔ ｔｒａｓ ｉ ｌ ｈ ｅ ｐ ｏ ｎ ｔ ｌ ｍｅ ｔ ｎ ｙ ｉ．Ｔ ｅ ａ ａｙ ｉ ｒ ｓ ｌ ｈ ｗ ａ ｅ ｓ ｎ － ｄ ｆ ｕ ｃ ｏ ａ ｌ ｇ ａ ｉ ｎ ｅｉ ．ｗ ｔ ｅｈ ｌ ｆ ｉ ｅ ｅｅ ｎ ａ ｓｓ ｈ ｌ ｓｓ ｅ ｕ ｔ ｓ ｏ ｔ ｔ ａ ｏ ａ ｆ ｉ ｙ ｍａ ｌ ｌｔ ｉ ｆ ａｌ ｎ ｓ ｈ ｒ ｂ ｅ ａ ｉ ｔｒａ ｒ ｐ ｒ ｉｔ ｂ ｔ ｎ ｃ ｕｄ ｄ ｃ ｅ ｓ ｅ ｍａ ｉ ｍ ｑ ｉａｅ ｔ ｔ ｓ ｄ ｔ ｅ ｍａ ｉ ｍ ｏ ｔｃ ｔ ｓ ， ｌ ｘａ ｍａｅ ｉ ｐ ｏ ｅ ｔ ｄ ｓ ｉ ｕ ｏ ｏ ｌ ｅ ｒ ａ ｅ ｔ ｘｍｕ ｅ ｕ ｖ ｎ ｒ ｓ ａ ｈ ｘｍｕ ｃ ｎａ ｔｓｒ ｓ ｌ ｌ ｙ ｒ ｉ ｈ ｌ ｓｅ ｎ ｅ ｒ ｄ ｃ ｒｓ ｌｅ ｔ ｅ ｐ ｏ ｌｍ ‘ ｄ ｅ Ｅ ｅ ｔ ，ａ ｄ ｉｃ ｅ ｓ ｅｆ ｔ ｕ ｌ ｆｒｌ ｒｂ ａ ｉ ｇ ． ｅ ｕ ｅ ｏ ｏｖ ｒｂ ｅ ｏ Ｅ ｇ ｈ ｆ ｆ ｃ ’ ｎ ｎ ｒ ａ ｅ ｔ ａ ｇ ｅ ｌ ｅ ｏ ｌ ｅ ｒ ｓ ｈ ｉ ｆ ｏｅ ｎ
推力圆柱滚子轴承的特点
推力圆柱滚子轴承的特点
力圆柱滚子轴承是一种常见的滚动轴承，具有以下特点：
1. 承载能力强：力圆柱滚子轴承采用圆柱形滚动体，与滚道接触的面积较大，能够承受较大的径向负荷和轴向负荷。
相对于球形滚子轴承，力圆柱滚子轴承的承载能力更高，适用于高负荷和高速运转的设备。
2. 刚性好：力圆柱滚子轴承的滚子直径较小，相比于球形滚子轴承，滚动体的接触角度更大，因此具有较高的刚性。
这使得力圆柱滚子轴承在高速旋转时，能够保持较小的变形和振动。
3. 使用寿命长：力圆柱滚子轴承的滚动体与滚道之间的接触是滚动接触，相较于滑动接触的滚动轴承，具有较低的摩擦和磨损，因此使用寿命较长。
此外，力圆柱滚子轴承还可通过润滑油膜的形成来减小摩擦和磨损，进一步延长使用寿命。
4. 适应性强：力圆柱滚子轴承具有较好的自调心性能，能够适应轴向和倾斜安装时的偏差。
在实际应用中，由于安装误差、热膨胀等因素，轴和座孔之间很难做到完全配合，但力圆柱滚子轴承能够通过自身的调心能力，保证轴与座孔之间的良好配合，从而提高设备的运行稳定性和可靠性。
5. 维护简便：力圆柱滚子轴承的内部结构相对简单，安装和拆卸相对方便。
在维护保养时，只需要进行适当的润滑，定期检查和更换
滚动体和滚道的磨损部分即可。
力圆柱滚子轴承是一种重要的机械传动元件，广泛应用于各种工业设备中，如重型机械、冶金设备、矿山机械、电力设备等。
通过充分发挥其承载能力强、刚性好、使用寿命长、适应性强和维护简便等特点，力圆柱滚子轴承能够保证设备的正常运行，并提高设备的可靠性和使用寿命。
圆锥破碎机中圆柱滚子轴承的有限元分析
圆锥破碎机中圆柱滚子轴承的有限元分析圆锥破碎机广泛应用于大型矿山、冶金、化工等领域，作为一种重要的破碎设备，其中圆柱滚子轴承是其重要的组成部分之一。
为了确保其稳定性和可靠性，有限元分析作为一种常规方法被广泛应用于圆锥破碎机的设计和优化过程中。
首先，有限元分析需要将实际物理对象离散化成大量虚拟的小单元，然后通过计算每个单元对力学应变状态的响应，推断出整个体系的应变和位移状态。
以圆柱滚子轴承为例，有限元分析的目的是探究其在使用过程中承受的外部载荷时的应力分布和变形情况。
在模拟中，圆柱滚子轴承的形状和材料特性是首要考虑的因素。
一般而言，圆柱滚子轴承采用的是高强度合金钢，其材料参数应该通过实验获得。
在有限元分析中，采用材料学原理，对材料进行建模，然后用数值方法求解。
其次，由于圆柱滚子轴承在工作过程中受到较大的轴向及径向负载，因此在有限元分析中需要考虑其受力情况。
由于圆锥破碎机的工作过程复杂，因此在实际分析中会考虑圆柱滚子轴承在不同负载下的应力分布情况，分析其受力情况是否合理，通过分析结果来提供实际的相关参数，为后续的实际运行提供科学的参考。
同时，为了更好地模拟圆锥破碎机的实际工作情况，还应考虑其破碎过程中的震动、振动及噪声等因素。
对这些因素的分析可以帮助评估圆柱滚子轴承在不同运行状态下的实际性能并提供进一步的优化方法。
综上所述，有限元分析是一种重要的破碎机设计和优化工具，特别适用于圆柱滚子轴承等关键部件的设计和优化。
对于圆锥破碎机制造商和用户而言，了解其工作原理和性能状况，进行实际运行的优化十分重要，可大大提高其可靠性和使用寿命。
为了更准确地进行圆锥破碎机中圆柱滚子轴承的有限元分析，需要进行实验采集相关数据，通过数据分析来确定材料特性、载荷情况及其它因素，这些数据包括：1. 材料参数：圆柱滚子轴承采用高强度合金钢，其材料参数如弹性模量、泊松比、屈服强度和断裂韧性等需要通过实验测定。
2. 轴向载荷和径向载荷：圆柱滚子轴承在使用过程中受到的轴向和径向载荷都较大，需要通过在国际标准下进行相关实验来获得精确数据。
轴及滚动轴承习题和例题
轴及滚动轴承习题和例题一、选择题1.工作时承受弯矩并传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴2.工作时只承受弯矩，不传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3)传动轴3.工作时以传递转矩为2，不承受弯矩或弯矩很小的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴4.自行车的前轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴5.自行车的中轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴6.如图所示，超重绞车从动大齿轮1和卷筒2与轴3相联接的三种形式。
图a为齿轮与卷筒分别用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中；图b为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，空套在轴上，轴的两端用键与机座联接；图c为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中，以上三种形式中的轴，依次为。
(1)固定心轴，旋转心轴，转轴(2) 固定心轴，转轴，旋转心轴(3) 旋转心轴，心轴，固定心轴(4) 旋转心轴，固定心轴，转轴(5) 转轴，固定心轴，旋转心轴(6) 转轴，旋转心轴，固定心轴7.如图所示，主动齿轮1通过中间齿轮2带动从动齿轮3传递功率，则中间齿轮2的轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴8.轴环的用途是。
(1) 作为轴加工时的定位面 (2)提高轴的强度(3) 提高轴的刚度（4）使轴上零件获得轴向定位9.当轴上安装的零件要承受轴向力上四，采用来进行轴向固定，所能承受的轴向力较大。
(1) 螺母 (2) 紧定螺钉 (3) 弹性挡圈10.增大轴在截面变化处的过渡圆角半径，可以。
(1) 使零件的轴向定位比较可原(2) 降低应力集中(3) 使轴的加工方便11.轴上安装有过盈配合零件时，应力集中将发生在轴上。
(1)轮毂中间部位 (2)沿轮毂两端部位 (3) 距离轮毂端部为1/3轮毂长度处12.采用表面强化如辗压、喷丸、碳氮共渗、氮化、渗氮、高频或火焰表面淬火等方法，可显著提高轴的。
FAG轴承后缀含义详细
FAG轴承后缀含义详细FAG常见后缀及含义常见后缀及含义（新）深沟球轴承：E强化设计J冲压刚保持架M机削黄铜保持架，钢球导引DBO型配置的两个深沟球轴承，配对使用游戏为零DF某型配置的两个深沟球轴承，配对使用游戏为零DT串联配置的两个深沟球轴承，配对使用游戏为零2RSR两侧唇式密封RSR单侧唇式密封BRS迷宫式密封TVH玻璃纤维增强尼龙实体保持架Y冲压黄铜板保持架2Z两侧间隙式密封Z单侧间隙式密封S-W203B不锈钢材质单列角接触球轴承：B改进的内部结构设计JP冲压钢板保持架MP黄铜实体保持架DBO型布置的两个角接触球轴承，零游隙DF某型布置的两个角接触球轴承，零游隙DT串联布置的两个角接触球轴承，配对设计TVHTVP 玻璃纤维增强尼龙实体保持架UA万能组合设计的配对安装轴承，O型和某型布置，轴承组具有很小的轴向内部游隙UO万能组合设计的配对安装轴承，O型和某型布置，轴承组具有零游隙UL万能组合设计的配对安装轴承，O型和某型布置，轴承对具有很小的预载P5公差等级为P5的轴承2RS两侧接触式密封双列角接触球轴承：B改进的内部结构，接触角α=25°，没有装球缺口C2内部轴向游隙C2C3内部轴向游隙C3DA双内圈M黄铜实体保持架，钢球引导MA黄铜实体保持架，外圈引导TVH爪式尼龙实体保持架，钢球引导2RSR两侧唇式密封2Z两侧间隙式密封主轴轴承：C接触角15°E接触角25°H重预载L轻预载M中预载P4S公差等级P4ST增强纤维实体窗式保持架UL万能配对轴承，在某型或O型布置条件下，轴承对有轻载荷2RSD 双侧间隙密封（B系列和HCB系列）四点接触球轴承：C3轴向游隙大于普通游隙MPA黄铜实体保持架TVP玻璃纤维增强的尼龙66窗式保持架N2外圈有两个止动槽调心球轴承：C3内部径向游隙大于普通组K圆锥内孔M黄铜实体保持架TVH玻璃纤维增强的尼龙66实体保持架2RS两端接触式密封推力球轴承：MP实体黄铜窗式保持架，球引导P5高精度等级P5P6高精度等级P6单列圆柱滚子轴承：C3内部径向游隙大于CN组C4内部径向游隙大于C3组J30P黑色氧化涂层E加强型设计E某加强型设计，根据标准设计变更（轴承部件不能与同尺寸的E型设计的轴承互换）M1实体黄铜保持架，双片、滚子引导TVP2玻璃纤维增强尼龙66实体窗式保持架JP3冲压钢窗式保持架，单片、滚子引导MP1A实体黄铜保持架，单片、外圈挡边引导MP1B实体黄铜保持架，单片、内圈挡边引导M1A实体黄铜保持架，双片、外圈挡边引导M1B实体黄铜保持架，双片、内圈挡边引导双列圆柱滚子轴承：A改进的内部结构K圆锥孔，锥度为1:12M实体黄铜保持架，滚子引导S外圈带润滑油槽和润滑油孔SP精度等级SP 单列满装圆柱滚子轴承：BR黑色氧化涂层C3内部径向游隙大于CN组C4内部径向游隙大于C3组C5内部径向游隙大于C4组E加强型设计TB提高了轴向承载能力的轴承双列满装圆柱滚子轴承：BR黑色氧化涂层C3内部径向游隙大于CN组C4内部径向游隙大于C3组C5内部径向游隙大于C4组TB提高了轴向承载能力的轴承索轮轴承：C3内部径向游隙大于CN组C4内部径向游隙大于C3组C5内部径向游隙大于C4组RR防腐设计，带Corrotect涂层2NR索轮轴承带有两个散装的止动环WRE-不带密封P单侧密封PP双侧密封，用于索轮轴承圆锥滚子轴承：A改进的内部设计N11CA-A外圈之间有隔圈的两个某型布置的圆锥滚子轴承。
圆柱滚子轴承结构的改进
圆柱滚子轴承结构的改进摘要本文从轴承延寿出发，对圆柱滚子轴承从圆柱滚子的型面和滚子的体积两方面提出结构改进措施，进行优化设计。
关键词圆柱滚子轴承；轴承寿命；结构改进中图分类号th16 文献标识码a 文章编号 1674-6708（2011）46-0179-01为了不断提高机器的生产效率，最大限度的满足用户的要求，轴承制造厂一直把如何延长轴承寿命作为科技攻关的重点。
从轴承寿命l=a1*a23*（c/p）3/10可以看出，可采取各方面的技术措施来提高轴承寿命（l），其中提高轴承的承载能力（额定动负荷c），是延长轴承寿命的主要途径。
因此，我们必须对轴承进行优化设计，改进轴承内部结构。
1 改进圆柱滚子的型面1）采用凸度滚子，消除或减轻滚子边缘的应力集中。
实践证明，由于疲劳剥落而损坏的绝大多数圆柱滚子轴承，几乎全部是在滚子两端的边缘处开始疲劳损坏,这是因为滚子的边缘效应引起接触应力集中所致。
如图1滚子负荷应力图所示。
滚子边缘效应所引起的滚子应力，一般要比计算应力大3~6倍，接触应力和变形显著增大的那一段长度，相当滚子长度的0.07~0.17倍。
因此，需要改变一下滚子的母线形状，将滚子做成带有凸度形的，这样就可以使其负荷应力在接触面上均匀分布，如图2全凸形滚子负荷应力图和图3修正线凸度滚子负荷应力图所示。
全凸形状的滚子主要问题在于形状难制造加工；难以控制滚子在轴承中不产生偏斜；轴承的负荷容量有所损失，而修正线凸度滚子，却无全凸滚子的缺点。
2）圆柱滚子修正线凸度的计算。
当滚子的偏转角度θ=0时，径向负荷则正中作用于滚子的工作表面上，滚子的弹性变形δ（mm）与滚子（轴承钢）的弹性常数cb（kg/mm）和轴承滚子负荷pr（kg）的函数关系为：δ=（pr/cδ）0.93 （1）cδ=2680*le0.92 （2）式中：le-滚子的有效长度（mm）。
根据轴承的长期应用实践，通常把轴承径向承载负荷归纳为：轻负荷pr≤0.07c正常负荷0.07c0.15c滚子负荷的确定，应考虑通用圆柱滚子轴承的常用实际工况条件，因而取式（3）中的“正常负荷”。
单位内部认证机械设计基础考试练习题及答案2_2023_背题版
***************************************************************************************试题说明本套试题共包括1套试卷每题均显示答案和解析单位内部认证机械设计基础考试练习题及答案2(500题)***************************************************************************************单位内部认证机械设计基础考试练习题及答案21.[单选题]套筒滚子链中，滚子的作用是()。
A)缓冲吸震B)提高链的承载能力C)减轻套筒与轮齿间的摩擦与磨损答案:C解析:2.[单选题]在蜗杆传动中，当需要自锁时，应使蜗杆导程角（ ）当量摩擦角。
A)小于B)大于C)等于答案:A解析:3.[单选题]在滚齿机上加工标准直齿圆柱齿轮，什么条件下会发生根切？ （ ）A)m＜ MminB)α≠20°C)z < Zmin答案:C解析:4.[单选题]向心滑动轴承,载荷及转速不变,宽径比不变,若直径增大1倍,则轴承的平均压强P与圆周速度I/的乘积pv值为原来的( )倍。
A)1/2B)1/4C)2答案:A解析:5.[单选题]车床传导螺杆驱动大拖板的螺旋传动应是( )。
A)螺母转动，螺杆移动6.[单选题]对带的疲劳强度影响较大的应力是( )。
A)紧边拉应力B)离心应力C)弯曲应力答案:C解析:7.[单选题]V带带轮材料一般选用( )。
A)碳钢调质B)合金钢C)铸铁答案:C解析:8.[单选题]毛坯是采用铸铁还是钢来制造，主要取决于()。
A)链条的线速度B)传递的圆周力C)链轮的转速答案:A解析:9.[单选题]钢是含碳量( )铁碳合金。
A)低于2%B)高于2%C)低于5%答案:A解析:10.[单选题]在单向间歇运动机构中,( )可以获得不同转向的间歇运动。
A)槽轮机构B)棘轮机构C)不完全齿轮机构答案:B解析:11.[单选题]( )键适于定心精度要求高、传递载荷大的轴、毂动或静联接。
圆柱滚子轴承偏载原因
圆柱滚子轴承偏载原因
圆柱滚子轴承偏载的原因主要有两个方面：
1. 轴承的承载区：轴承滚动体在不同位置的接触点处的变形量不同，反映了在各接触点上的接触载荷的不同。
当载荷增大时，接触变形量也是增大的。
此外，当轴承内、外套圈发生偏斜时，会导致滚子与滚道的接触出现“偏载效应”，即滚子与滚道接触应力是非对称的，会出现重载端接触应力大、轻载端接触应力小的现象，进而导致轴承内部载荷重新分配，运转不平衡。
2. 轴承的设计和制造：轴承的设计和制造过程中也可能导致偏载。
例如，轴承的几何形状、尺寸和制造精度等因素都可能影响滚子与滚道的接触应力分布，从而引起偏载。
此外，轴承的材料特性和热处理方式等也会影响其承载能力和耐久性，进一步影响其偏载性能。
因此，为了减少圆柱滚子轴承的偏载现象，需要提高轴承的设计和制造水平，保证其几何形状、尺寸和制造精度的准确性，同时加强对其使用过程中承载能力和运转状态的监测和维护。
1。
圆柱滚子：圆柱滚子特点
圆柱滚子：圆柱滚子特点一、概述圆柱滚子是工程机械、农机、汽车和航空等领域广泛使用的一种轴承。
圆柱滚子的滚动体是圆柱形，适用于较大负荷和较高速度的场合。
圆柱滚子和其他轴承相比具有较高的承载能力和刚度，广泛应用于重载、高速和精密机械设备领域。
二、圆柱滚子结构圆柱滚子采用内圈、外圈、滚子和保持器结构，其中滚子是最重要的组成部分。
圆柱滚子的滚子是圆柱形的，每一只滚子与其他滚子之间的切点都在同一直线上，所以圆柱滚子可以承受较大的径向负荷和轴向负荷，因此被广泛应用于大型机械设备中。
圆柱滚子的内圈和外圈的端面分别称为内滚道和外滚道，内滚道和外滚道都是直线轨道，使得圆柱滚子在运转中产生较小的摩擦力。
保持器是将滚子分开，防止滚子在运转时相互接触和摩擦，确保滚子均匀分布和有效工作。
三、圆柱滚子特点1. 承载能力强圆柱滚子轴承的承载能力较强，具有良好的承载能力，可以承受较大的径向负荷和轴向负荷。
圆柱滚子轴承的负荷能力大，因此广泛应用于工程机械、农机、汽车和航空等领域，适用于那些要求转速较高、负载较大的场合。
2. 刚度高由于滚子圆柱形的设计，使圆柱滚子在受到外部载荷的时候，可以更好地分散载荷并保持形状。
由于来自不同方向的压力不易产生变形，圆柱滚子轴承的刚度高，可以有效地支撑工作负载。
3. 减小摩擦损失圆柱滚子轴承与其他轴承相比，滚子的脱落比较少，能够降低摩擦，并减少轴承的磨损，长期使用不会因磨损而影响产品性能与寿命。
因此被广泛应用于精密机械设备中。
4. 适应性强不同类型的圆柱滚子轴承也有自己的特点和优缺点，适用不同的场合。
圆柱滚子轴承能够适应不同的工作环境，提高设备的可靠性和稳定性。
四、总结圆柱滚子适用于承受大负荷和高速度的场合，并具有高刚度、承载能力强和摩擦损失小的优点。
圆柱滚子轴承已成为农机、汽车、工程机械、航空等领域不可或缺的一部分。
针对不同的工作环境，圆柱滚子轴承具有很强的适应性和灵活性，能够在不同的应用中发挥其优异性能，实现高效、可靠、安全、经济的工作。
风电轴承的轴向力分析与优化
风电轴承的轴向力分析与优化在风力发电系统中，风电轴承扮演着至关重要的角色，起到支撑旋转部件、转动轴的作用。
然而，在风力发电机运行过程中，轴承会承受来自风力的巨大轴向力。
这种轴向力可能会给轴承带来不良影响，如增加摩擦、降低效率、加快磨损等。
因此，对风电轴承的轴向力进行分析和优化是提高风力发电系统稳定性和可靠性的关键。
首先，对风电轴承的轴向力进行分析。
轴向力是垂直于轴的力，其大小和方向直接影响风电轴承的工作性能。
在风力发电机中，主要有两种类型的轴向力，一种是风力引起的气动轴向力，另一种是重力引起的重力轴向力。
气动轴向力是由风的作用引起的，大小取决于风速、风向和叶片设计。
当风速增加时，气动轴向力也会随之增加。
当气动轴向力过大时，会增加轴承的负荷，导致轴承加剧磨损，甚至可能引发故障。
因此，需要通过合理的风叶设计和控制风机的转速，来降低气动轴向力对轴承的影响。
另一方面，重力轴向力是由转子的重力引起的。
重力轴向力的大小与转子的重量和位置有关。
一般来说，重力轴向力是可控制的，通过调整转子的平衡和安装位置可以对重力轴向力进行优化。
合理地控制重力轴向力有助于减少轴承的负荷，延长轴承的使用寿命。
针对轴向力的分析，接下来是对风电轴承的轴向力进行优化。
优化轴向力主要从两个方面入手，即优化轴承设计和优化轴承使用条件。
在轴承设计方面，可以采用一些创新的设计来减小轴向力对轴承的影响。
例如，可以采用球面轴承、圆柱滚子轴承等具有良好承载能力和抗拉力的轴承结构。
此外，通过优化轴承材料的选择和加工工艺，提高轴承的负载能力和抗拉性能，从而减小轴向力对轴承的影响。
在轴承使用条件方面，可以通过合理的维护和保养来减小轴向力对轴承的影响。
定期检查和更换轴承，清洁和润滑轴承以降低摩擦和磨损，保证轴承的正常运行。
此外，设立监测系统以实时监测轴向力的变化，及时采取措施对轴承进行调整和维修，有助于降低轴向力对轴承的负荷。
除了轴承本身的优化，风力发电系统的其他组件和操作也对轴承的轴向力有着重要影响。
圆柱滚子轴承和深沟球轴承承载能力
圆柱滚子轴承和深沟球轴承承载能力
圆柱滚子轴承和深沟球轴承是工业领域中常见的两种轴承类型，它们在机械设备中扮演着重要的角色。
本文将重点讨论这两种轴承
的承载能力。
首先，让我们来了解一下这两种轴承的结构特点。
圆柱滚子轴
承由内圈、外圈、滚动体和保持架组成，滚动体为圆柱形滚子，其
长度略大于直径。
而深沟球轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架组成，滚动体为球形滚子，其直径相对较小。
由于两者滚动体的形状
不同，因此在承载能力上也有所区别。
圆柱滚子轴承由于滚动体为圆柱形，其接触面积相对较大，因
此具有较高的承载能力。
在承载重载和冲击负荷时表现出色，适用
于重型机械设备，如冶金设备、挖掘机械等。
而深沟球轴承由于滚
动体为球形，其接触面积相对较小，因此在承载能力上略逊于圆柱
滚子轴承，但在高速运转和低噪音方面表现优异，适用于电机、汽
车等设备。
在实际应用中，选择合适的轴承类型需要综合考虑设备的工作
条件、负荷类型、转速要求等因素。
如果需要承载大的径向负荷和
轴向负荷，圆柱滚子轴承是一个不错的选择。
而如果需要高速运转
和低噪音，深沟球轴承则更为适合。
总的来说，圆柱滚子轴承和深沟球轴承在承载能力上各有优势，选择合适的轴承类型对于机械设备的性能和使用寿命都至关重要。
希望本文能为大家对这两种轴承类型有更深入的了解。
国家开放大学《机械设计基础》试卷及参考答案（2套）
国家开放⼤学《机械设计基础》试卷及参考答案（2套）国家开放⼤学煤炭学院形考试卷考试科⽬：机械设计基础试卷代号：试卷说明：1、本试卷共6 页，三种题型，满分100分。
2、本次考试为闭卷，考试时间为90分钟。
⼀、单项选择题（共30题，每⼩题2分，计60分。
选出⼀个正确的答案，并将字母标号填在括号内。
）1. 划分材料是塑性或脆性的标准，主要取决于（）。
A．材料的强度极限B．材料在变形过程中有⽆屈服现象C．材料硬度的⼤⼩D．材料疲劳极限2. 螺纹连接防松的根本在于防⽌（）之间的相对转动。
A．螺栓和螺母B．螺栓和被连接件C．螺母和被连接件D．被连接件和被连接件3. 在下列各种防松⽅法中，利⽤摩擦原理防松的⽅法是（）。
A．弹簧垫圈B．开⼝销C．焊接D．⽌动垫⽚4. 平键的截⾯尺⼨（b、h）通常是根据（）按标准选择。
A．轴的直径B．轴传递转矩的⼤⼩C．传递功率的⼤⼩D．轮毂装配到轴上较⽅便5．标准直齿圆柱齿轮的齿形系数Y Fa取决于（）。
A．模数B．齿数C．齿宽系数D．齿⾯硬度6. 45钢齿轮，经调质处理后其硬度值为（）。
A．45～50HRC B．220～270HBS C．160～180HBS D．320～350HBS7. 对于开式齿轮传动，在⼯程设计中，⼀般（）。
A．按接触强度设计齿轮尺⼨，再校核弯曲强度B．按弯曲强度设计齿轮尺⼨，再校核接触强度C．只需按接触强度设计D．只需按弯曲强度设计8. 对于齿⾯硬度≤350HBS的闭式齿轮传动，在⼯程设计时⼀般先按（）计算。
A．接触强度B．弯曲强度C．磨损条件D．胶合条件9. 如果齿轮的模数、转速和传递的功率不变，增加齿轮的直径，则齿轮的（）。
A．接触强度减⼩B．弯曲强度增加C．接触强度增⼤D．都不是10. 蜗杆传动中，将蜗杆分度圆直径定为标准值是为了（）。
A．使中⼼距也标准化B．避免蜗杆刚度过⼩C．提⾼加⼯效率D．减少蜗轮滚⼑的数⽬，便于⼑具标准化11. 在标准蜗杆传动中，蜗杆头数⼀定时，若增⼤蜗杆直径系数，将使传动效率（）。
加强型圆柱滚子轴承设计方法
加强型圆柱滚子轴承设计方法
加强型圆柱滚子轴承设计方法主要包括以下几个方面：
1.选用合适的材料：在设计中，要选择适合的材料来制造轴承。
常用的材料有钢和陶瓷等，根据实际工作条件和要求选择合适的材料。
2.优化几何形状：设计中应优化滚子的几何形状，包括滚子直径、长度、倾角等参数的选择，以提高轴承的承载能力和运动性能。
3.合理的轴承结构设计：设计时要合理选择轴承内、外圈的结
构形式以及滚子和保持架的布置方式。
合理的结构设计可以提高轴承的刚度和稳定性。
4.适当的润滑方式和润滑剂选择：合适的润滑方式和润滑剂的
选择对轴承的寿命和运行性能有重要影响。
常见的润滑方式有油润滑和脂润滑等，根据实际情况选择合适的润滑方式和润滑剂。
5.合理选择负荷分布：在设计中要根据实际工作负荷和转速等
参数，合理选择负荷分布方式，以及确定轴承的额定载荷和极限转速等。
6.合理确定间隙和预紧力：在设计中要合理确定轴承的间隙和
预紧力，以确保轴承的工作性能和寿命。
7.进行精确的计算和仿真分析：在设计过程中，应当进行系统的计算和仿真分析，以评估轴承的受载性能、运动性能和疲劳寿命等。
凭借以上的加强型圆柱滚子轴承设计方法，可以有效地提高轴承的承载能力、运行性能和寿命。
但在实际应用中，还需要根据具体的工作条件和要求进行综合考虑和优化设计。
圆柱滚子轴承承载能力
圆柱滚子轴承承载能力英文回答：Radial Load Capacity of Cylindrical Roller Bearings.The radial load capacity of a cylindrical roller bearing is a measure of its ability to withstand a load applied perpendicular to its axis of rotation. The capacity is determined by the bearing's geometry, material properties, and lubrication conditions.The basic equation for calculating the radial load capacity of a cylindrical roller bearing is:C = f C0 Z Kd.where:C is the radial load capacity (N)。
f is a factor that accounts for the bearing's geometry and material properties.C0 is the basic dynamic load rating (N)。
Z is the number of rollers.Kd is a factor that accounts for the lubrication conditions.The factor f is typically determined from tables or graphs provided by bearing manufacturers. The basic dynamic load rating C0 is a measure of the bearing's ability to withstand a dynamic load applied over a long period of time. The number of rollers Z is determined by the bearing's size and design. The factor Kd accounts for the effects of lubrication on the bearing's load capacity.In general, the radial load capacity of a cylindrical roller bearing increases with increasing bearing size, number of rollers, and lubrication conditions. Thebearing's material properties also play a role indetermining its load capacity, with higher-strength materials providing greater load capacity.Axial Load Capacity of Cylindrical Roller Bearings.The axial load capacity of a cylindrical roller bearing is a measure of its ability to withstand a load applied parallel to its axis of rotation. The capacity is determined by the bearing's geometry, material properties, and lubrication conditions.The basic equation for calculating the axial load capacity of a cylindrical roller bearing is:Ca = f_a Ca0 Z.where:Ca is the axial load capacity (N)。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
Ｑ二 Ｚ
轴承
２ ０ １ ３ 年１ ｌ 期
ＣＮ４１— １ １ ４８ ／ＴＨ Ｂｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ２ ０１ ３， Ｎｏ ． １１
提高 圆柱滚子轴承轴 向承载能 力的设计改进
徐玲玲 ， 苏军伟 ， 范强
（ 洛阳Ｌ Ｙ Ｃ 轴承 有 限公 司 技 术 中心 ， 河 南 洛 阳 ４ ７ １ ０ ３ ９ ）
式中： ｃ
为防止 挡边 断裂所 能承 受 的最 大轴 向
卜Ｃ …，（ ７ ）
载荷 ， ｋ Ｎ； Ｄ为轴 承外径 ， ｍ ｍ。
收稿 日期 ： ２ ０ １ ３— ０ ６— ２ ０ ； 修回 日期 ： ２ ０ １ ３— ０ ９— ０ ２
基金项 目： “ 十二五” 国家 科 技 支 撑 计 划 （ ２ ０ １ １ Ｂ Ａ Ｆ ０ ９ Ｂ ０ １ ）
（ ６ ）
而对于承受短暂或 冲击轴向载荷 的 ２直径 系列轴承
Ｃ Ａ …ｌ＝０ ． ０ １ ３ Ｄ。 ； ‘ （ ３ ）
额外 的冷 却系统 可在 一定 程 度上 增 加允 许 的轴 向
载荷 ， 此 时允许 的最大 动态轴 向载 Ｃ Ａ ｍ ａ １＝０ ． ０ ０ ７ Ｄ ， （ ４ ）
的轴 向承载 能力 。
冷 却和散 热条 件 。 研究 发 现 ， 在 滑 动摩 擦 中发热 量 Ｑ与 接 触压 力 Ｐ、 滑 动速度 和滑 动摩擦 因数 之 间存 在正 比
关系， 即
Ｑ艇 ｏ
动态 轴 向载 荷 能 力是 指 在 润 滑 充 分 （ 黏度 比 Ｋ≥２ ） ， 轴 承温度 高于环 境温度 ６ ０℃ 的条件 下 ， 可 以确 保轴 承稳定 运行 的许用 轴 向载 荷 值 。根据 轴 承表 面热 损失 Ａ （ Ａ ＝７ ｒ Ｂ（ Ｄ ＋ｄ ） ）的大小 ， 轴 承允 许 的最大动 态轴 向载荷 Ｃ
油流 量 ， Ｌ ／ ａ ｒ ｉ ｎ 。
也 能促 使润 滑 油膜 的形 成 ， 降低 滑 动 摩擦 ， 同 时也 使挡 边根 部 的应力 降 到最 低 限度 。如果 载 荷 作用 在挡 边边 缘 或 者 越 程 槽 边 缘 ， 将 会 产 生 更 大 的 接 触应 力并 且达 不 到接触 的最 佳润 滑状 态 。
滑 剂及润 滑方 式 ； （ ４） 轴承转速或滑动速度 ； （ ５ ）
式的圆柱滚子轴承 ， 其挡边可 以承受一定 的轴 向 载荷 。通 常情 况 下 ， 轴 承 所 能 承 受 的载 荷 是 以轴 承运 转过程 中 的疲 劳 寿 命 为 依 据 的 ， 但 圆柱 滚 子
轴承 的轴 向 承载 能 力 不 取 决 于 疲 劳 寿命 ， 而 是 取
决于 挡边 的强度及 滚子 端 面 与套 圈 挡边 之 间 滑动 摩擦 的发热 程度 。特别 对 于 高速 或 振动 较 大 的工 况， 如果 润滑 不 良或 冲击过 大 ， 更 容 易 引起挡 边 和 滚 子之 间接 触 表 面 的磨 损 和 擦 伤 ， 造 成 轴 承 早 期 失 效 。合理 的接触 方式 设计 可 有 效改 善 滚子 与挡 边 间 接触处 的润 滑 ， 降低 轴 承 发 热 从 而 提 高 轴 承
对 于 ２直径 系列轴 承 Ｃ Ａ １＝０ ． ０ ０ ４ ５ Ｄ ；
＝
；
（ ５ ）
当Ａ Ｒ＞ ５ ０ ０ ０ ０ ｍｍ 时
对 于其他 直径 系列 轴承
Ｃ Ａ ｌ：０ ． ０ ０ ２ ３ Ｄ 。
Ｃ Ａ ｍ ａ ｘ ２＝ ＝
而
一 ｚ Ｆ ｒ ］。 。
当Ａ Ｒ≤５ ０ ０ ０ ０ ｍ ｍ 时
ｃ （ １ ）
（ ２ ）
１ 带挡 边圆柱滚子轴承允许 的最大
轴 向载 荷
无论 任 何 工 况 ， 带 挡 边 圆 柱 滚 子 轴 承 所 能 承
计算 如下 。
受 的轴 向载荷 首先 均 取决 于 挡边 的强度 。为 防止 挡 边 断裂 ， 所 承受 的轴 向 载荷 不 能超 过 Ｇ 。 １ 。
徐玲玲 ， 等： 提 高圆柱滚子轴承轴 向承载能力 的设计 改进
・ｌ ７・
为轴 承 宽 度 ， ｍｍ；ｋ 为 润 滑 系 数 ， 油 润 滑 时 取 ０ ． １ ５， 脂润 滑 时取 ０ ． １ ； Ｆ 为 实 际 轴 承 径 向载 荷 ， ｋ Ｎ； △ 为 轴箱进 出油温 差 ， ｏ Ｃ； 为 通 过 轴 承 的
摘要 ： 带挡边 圆柱滚子轴承在某些工况 下需要承受一定 的轴 向载荷 ， 其 轴向承载 能力取决 于滚子端面与套 圈挡
边之间滑动摩擦发热程度及挡边 的强度 。通过理论分析给 出了轴 承允许 的最大轴 向载荷 的校 核计算公 式 ， 并
对轴承挡边 、 滚子端面进行了改进 ， 分别采用锥面 、 球基面 ， 有效提 高了轴承 的轴 向承载能力。 关键词 ： 圆柱滚子轴承 ； 轴 向载荷 ； 挡边 ； 滚子 ； 球基面 中图分类号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ３ ． ３ ３ ２ 文献标志码 ： Ｂ 文章编 号 ： １ ０ ０ ０—３ ７ ６ ２ （ ２ ０ １ ３ ） １ １ — ０ ０ １ ６— ０ ２
对于 内 、 外 圈有挡 边 的 Ｎ Ｆ， Ｎ Ｊ ， Ｎ Ｕ Ｐ等 结 构形
同时 ， 轴 承 所 能 承 受 的轴 向载 荷 还 取 决 于 套 圈挡边 与 滚 子 端 面 的接 触 摩 擦 发 热 程 度 。因此 ， 对 于轴承 允许 的轴 向载荷 还需考 虑 以下 因素 ： （ １ ） 滚 子端 面与 挡 边接 触 面 的接 触 面积 、 加 工精 度 和 跑 合程 度 ； （ ２ ） 轴 向载荷大小和作用时间 ； （ ３ ） 润
式中： ． 厂 为载 荷 系数 ， 连续 载荷 时 取 １ ． ０ ， 间歇 载 荷 时取 ２ ． ０ ， 冲击 载荷 时取 ３ ． ０ ； 为润 滑 系数 ， 油 润 滑 时取 １ ． ５， 脂润 滑 时 取 １ ． ０ ； Ｃ 为 基 本 额定 静 载 荷， ｋ Ｎ； ｎ为 内 圈转 速 ， ｒ ／ ｍ ｉ ｎ ； ｄ为轴 承 内径 ， ｍｍ；