三轴承设计.docx
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三轴承设计
目录
三、轴承设计1
1、深沟球轴承的设计1
1.1、外形尺寸1
1.2、钢球设计1
1.3、套圈设计2
1.4、浪形保持架的设计4
1.5、半圆头铆钉的设计7
1.6、零件重量计算7
1.7、图纸标注规则7
2、轮毂轴承的设计7
2.1、客户提供的车身外形尺寸7
2.2、轴承的结构8
23、轴承主要参数设计8
2.4、基本额定动、静载荷的计算10
2.5、修正寿命Lna的计算10
2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异11
3、离合器分离轴承的设计11
3.1、离合器分离轴承的设计要素11
3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异11
4、涨紧轮轴承的设计12
4.1、涨紧轮轴承的设计要素12
4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异12
5、水泵轴连轴承的设计12
5.1、水泵轴连轴承的设计要素12
5.2、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异15
6、发电机单向皮带轮(OAP)的设计15
6.1、发电机单向皮带轮(OAP)的设计要素16
6.2、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异17
7、万向节的设计17
7.1、十字轴万向节的设计要素17
7.2、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异17
8、球笼式万向节设计18
8.1、球笼式万向节的设计要素18
8.2、球笼式万向节轴承的设计与通用轴承设计的差异19
9、带座轴承设计19
9.1、带座轴承的设计要素19
10、关节轴承设计21
10.1、关节轴承的设计要素21
三、轴承设计
1、深沟球轴承的设计
1.1、外形尺寸
1)、轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D、尺寸轴承公称宽度B按《GB/T276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。
2)、装配倒角r1、r2按《GB/T276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。
1.2、钢球设计
1)、钢球直径Dw:
Dw=Kw(D-d),取值的精度为0.001。
为保证钢球不超出端面,考虑轴承宽度B,Dw≤0.8B。
Kw取值见表1-1。
表1-1Kw值
直径系列
公称内径
8、9、1
2
3
4
≤35
0.24~0.31
0.29~0.31
0.28~0.32
0.25~0.31
超过35~120
0.25~0.32
0.31~0.32
0.32
0.25~0.32
超过120~120
0.24~0.30
0.26~0.31
0.29~0.31
0.25~0.30
2)常见钢球直径可查《GB/T308滚动轴承钢珠》。
计算出Dw后,应从中选取最接近计算值的标准钢球值,公制轴承优先选公制的值,英制轴承选英制的值。
3)钢球中心圆直径P:
P=0.5(D+d),取值的精度为0.01。
4)球数Z:
Z=ψ/2*arcsin(Dw/P)+1,取整。
式中ψ为填球角,计算时按表1-2取值
表1-2ψ值
直径系列
ψ
8、9、1
190°
2、3、4
186°
5)、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。
6)、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ab应满足如下要求:
D≥52~120,ab≥2;D≤50,ab≥1.5
D>125~200,ab≥2.5。
7)、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。
8)、实取填球角ψψ=2*(Z-1)*arcsin(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°
1.3、套圈设计
1)、内沟曲率半径ri:
ri≈0.515Dw(国外:
ri≈0.51Dw)
2)、外沟曲率半径re:
re≈0.525Dw(国外:
re≈0.53Dw)
ri、re取值精度0.01,允差见表1-3。
表1-3ri和re公差(上偏差)
Dw
超过
0
6
10
18
24
30
40
到
6
10
18
24
30
40
50
Ri、Re的公差
0.03
0.04
0.06
0.09
0.12
0.14
0.18
3)、内滚道直径di:
di=P-Dw
4)、外滚道直径De:
De=P+Dw
di和De取值精度0.001,允差见表1-4。
表1-4di和De公差(±)
d
超过
0
30
80
120
180
250
315
到
30
80
120
180
250
315
500
di、De的公差
0.015
0.02
0.025
0.03
0.04
0.05
0.06
5)、沟位置a:
a=ai=ae=B/2,a取值精度0.1,允差见表1-5。
表1-5a的公差(±)
d
超过
10
18
30
50
80
120
180
到
18
30
50
80
120
180
250
a的公差
0.02
0.03
0.03
0.04
0.04
0.05
0.06
6)、外圈挡边直径D2:
D2=De-Kd*Dw(国外:
P+0.62Dw)
7)、内圈挡边直径d2:
d2=di+Kd*Dw(国外:
P-0.62Dw)
D2、d2取值精度0.1,允差取IT11级。
Kd值见表1-6。
表1-6Kd值
直径系列
8、9
1
2、3
4
Kd
0.32
0.35
d≤250.35
0.4
d>250.4
注:
对采用带爪保持架的轴承,Kd值不得小于0.30。
8)、带止动槽的轴承,其外圈上止动槽的尺寸应符合《GBT3051998滚动轴承外圈上的止动槽和止动环尺寸和公差》的规定,其尺寸标准应按如下要求:
槽宽b公称尺寸b=bmin,距离a:
公称尺寸a=amax,槽底径D1:
公称尺寸D1=D1max
倒角r0:
公称尺寸r0=r0max。
9)、非装配倒角尺寸r3的尺寸及允差按表1-7选取
表1-7内、外圈非装配倒角尺寸与公差
rsmin
0.3
0.6
1
1.1
1.5
2
r3
0.3±0.1
0.5±0.2
0.8±0.3
1±0.4
1.2±0.4
1.2±0.4
rsmin
2.1
2.5
3
4
5
6
r3
1.2±0.4
1.2±0.4
1.5±0.5
2±0.7
2.5±0.7
3±0.8
10)、轴承通常在外圈端面上标志,内圈不标志。
标志平面有效宽度hw:
hw=0.5*[﹙D-2r1max﹚-﹙D2max+2r3max﹚]
标志中心圆直径Dk:
Dk=0.5*[﹙D-2r1max﹚+﹙D2max+2r3max﹚]
标志字体高hz根据hw、Dk按表1-8选取
表1-8标志标准字体高hz
标志中心圆直径
标志面有效宽度hw
超
-
30
50
80
120
150
200
到
30
50
80
120
150
200
-
超过
到
字体高hz
0.8
1.2
0.7
0.7
0.7
1
1
-
-
1.2
1.8
0.7
0.7
1
1
1-1.5
1-1.5
-
1.8
3
1
1
1-1.5
1-1.5
1.5-2
1.5-2
-
3
7
-
1.5
1.5
2
2
2.5
-
7
10
-
-
-
2
2.5
3
3
10
-
-
-
-
3
3
4
4
注:
hz≥1时,Dk小数点后面一位数圆整为0或5。
1.4、浪形保持架的设计
1)、保持架钢板厚度S
保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及rc根据Dw从表1-9选取。
表1-9保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及rc
Dw
超过
-
6
9
14.288
25.4
到
6
9
14.288
25.4
-
钢板厚S
0.5
0.7
1
1.5
2
铆钉d×L
0.8×2.3
1×3.2
1.5×4.8
2×6.7
3×8.8
rc
0.5
0.7
1
1.5
2
2)、保持架宽度Bc
Bc=Kc×Dw,其中Kc值按表1-10选取。
表1-10Kc值
直径系列
8、9、1
2、3、4
Kc
0.48
0.45
注:
对2、3、4系列,为了套料需要时,Kc允许在0.42-0.45内调整。
3)、保持架中心圆直径Dcp:
Dcp=P
4)、保持架外径Dc:
Dc=Dcp+Bc
5)、保持架内径Dc1:
Dc1=Dcp-Bc
Dcp取值精度0.01,Dc、Dc1取值精度0.1,允差见表1-11。
表1-11Dc、Dc1、Dcp允差
Dc、Dc1
超过
10
18
30
50
80
120
180
到
18
30
50
80
120
180
250
公差
Dc、Dc1(±)
0.09
0.105
0.125
0.15
0.175
0.20
0.23
Dcp
±0.025
±0.05
6)、保持架兜窝的深度K
K=0.5Dw+εcεc值按表1-12,K取值精度0.01。
7)、保持架球兜内球面半径Rc
Rc=Kmax
若工艺条件允许,也可制造圆形兜孔Rc=K
表1-12εc值、Rc、K的公差
Dw
超过
-
6
10
15
20
24
32
40
到
6
10
15
20
24
32
40
53
Rc、K的公差
+0.04
+0.05
+0.06
+0.07
+0.08
+0.10
+0.10
+0.12
εc
0.04
0.05
0.06
0.07
0.08
0.10
0.10
0.12
按上式计算的保持架尺寸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按下式计算(ε及表1-13的εmax、εmin仅供复核参考):
ε=0.85*Bc-Dw*sin{arccos[2*Rc*cosarcsin(0.85*Bc/2/Rc/Dw)–2*(Rc+K)/Dw]}
计算εmax时,Rc、K取最大值;计算εmin时,Rc、K取最小值,而Dw、Bc用公称尺寸。
计算得的εmax及εmin在表1-13规定的范围内。
表1-13保持架径向窜动量ε
Dw
超过
-
6
10
15
20
25
32
40
到
6
10
15
20
25
32
40
53
εmin
0.2
0.2
0.3
0.3
0.4
0.4
0.6
0.6
εmax
0.6
0.7
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
注:
如果超出εmax时,可适当减小K、Rc,但减小后应满足2K≥Dw+εc。
8)、验算保持架是否与套圈接触,应满足如下关系式:
(Dc1min-d2max)/2>εmax/2+ε1
(D2min-Dcmax)/2>εmax/2+ε1
式中ε1为保持架与内、外圈挡边之间的间隙。
当Dw≤10mm时,ε≥0.2;
当Dw>10mm时,ε≥0.2。
9)、相邻两球兜(或铆钉孔)中心间距离C
C=Dcp×sin(180°/z)
10)、兜孔与相邻的铆钉孔中心间距离C1
C1=Dcp×sin(90°/z)
C、C1取值精度0.001,允差±0.025。
11)、保持架外球面过渡圆弧半径rc
保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交,圆角半径rc应尽可能大,但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0.5mm的平面,因此圆角rc应满足:
rc≤Dcp*sin(90°/Z)-(Dw/2+S)*cosarcsin[S/(0.5Dw+S)]-Dm/2-0.5
其中Dm是铆钉头直径,浪形保持架用半圆头铆钉选取。
1.5、半圆头铆钉的设计
1)、半圆头铆钉尺寸及公差按《GB867-86半圆头铆钉》规定。
2)、选取的铆钉应尽可能通用化。
1.6、零件重量计算
1)、外、内圈的重量可通过作图算出。
2)、浪形保持架重量
半保持架重量:
10.35*[Dcp+0.36388Z*(Rc+S/2)](Dc-Dc1)S×10-6kg
3)、钢球和铆钉重量可查通用化表。
1.7、图纸标注规则
1)、外形尺寸公差、形位公差及旋转精度按《GB/T307.1-2005滚动轴承向心轴承公差》规定
2)、游隙,径向游隙按《GB-T4604-2006滚动轴承径向游隙》规定,不标即为C0。
2、轮毂轴承的设计
现在汽车应用最广泛的是第三代轮毂轴承单元,因此本节主要讲解第三代轮毂轴承单元双列角接触球轴承的设计。
轮毂轴承的设计及检测与常规的双列角接触球轴承大不相同,轴承的设计既要符合常规轴承的设计原理与方法,又要考虑结构的特殊性。
2.1、客户提供的车身外形尺寸
轮毂轴承的设计需先确定轮毂单元的结构,轮毂单元结构根据用户提供车身外形尺寸,如表2-1所示。
表2-1提供的车身外形尺寸
序号
车身参数
1
满载重心高
2
前/后轮距
3
前/后满载轴重
4
前/后轮胎半径
5
轮胎中心与轴承中心的偏距。
轮胎位于轴承中心外侧为+,反之为-。
也可以提供到法兰盘或制动盘的距离,通过尺寸链计算得出。
6
前/后大螺母公称尺寸
7
前/后大螺母拧紧力矩
8
轴承与转向节或轮毂配合的外形尺寸及形状
2.2、轴承的结构
根据车身外形尺寸和工况参照《JBT10238-2011轮毂轴承单元.》的选取轮毂轴承单元的结构。
23、轴承主要参数设计
1)、接触角a
角接触球轴承的接触角一般为15°-40°,承受轴向载荷大时,a取大些,使用在高速工况下,a取小些。
接触角越大,轴承滚道越深,占据轴承的内部空间增大,保持架及其他零件的容量就小。
根据轴承的载荷特点与装配性能要求选取,最常用的是30°。
2)、轴向游隙
角接触球轴承轴向游隙一般取为0.075~0.10mm,轴向游隙可通过公差的分布来获得。
根据轴承的安装及所承受的载荷情况,按以往轴承的设计经验选取游隙,检测游隙载荷±200N。
3)、钢球直径Dw
根据轴承设计理论,钢球直径大小与所承受的额定载荷成正比关系,一般Dw取大些,根据轴承设计理论公式:
钢球直径Dw=Kw(D-d),取值的精度为0.001。
Kw取值见表1-1。
为保证钢球不超出端面,考虑轴承宽度B,Dw≤0.8B。
轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D按《JBT10238-2011轮毂轴承单元.》的选取。
钢球直径根据轴承结构除考虑径向尺寸外,还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。
4)、钢球中心圆直径P的确定
按轴承设计理论公式:
钢球中心圆直径P=0.5(D+d),取值的精度为0.01。
5)、球数Z
Z=ψ/2*arcsin(Dw/P)+1,取整。
式中ψ为填球角,计算时按表1-2取值。
6)、径向加载作用中心位置Pi的确定
径向加载作用中心位置的确定通常由整车数据确定或按提供的样件检测得。
7)、内、外沟沟曲率ri、re的确定
内沟曲率半径ri:
ri≈0.515Dw(国外:
ri≈0.51Dw),外沟曲率半径re:
re≈0.525Dw(国外:
re≈0.53Dw)ri、re取值精度0.01,允差见表1-3。
8)、内、外沟径di、de
内沟径di=P-2ri+(2ri-Dw)cosa,外沟径de=P+2re-(2re-Dw)cosa
9)、内圈大档边外径d2、外圈中档边内径D2
d2=0.85Dw+di,D2=De-0.85Dw
10)、外圈两滚道的中心距离Pe的确定
Pe=Pi2+[Dpw-(De-2Re)]*tana
外圈沟间距离不仅取决于轴承的轴向空间尺寸大小的要求,同时还取决于轴承的结构型式、保持架的结构及其加工工艺。
通常采用双列角接触球轴承,双排交叉分布的整体保持架。
每列Z个钢球均布,相邻钢球中心距离C为C=(d+D)/2*sin(180°/Z),
保持架梁宽Bc1=C-Dw。
为了使保持架具有良好强度及加工工艺,双列交叉分布列之间梁的宽度应大于或等于Bc1值,由此可得双列钢球之间的距离Bc2:
双沟道距离L0
。
双沟道加工一般采用成型砂轮,为了保证通用性,双沟道之间的距离可规定为几组数据。
钢球中心实际轴向距离L1
。
2.4、基本额定动、静载荷的计算
1)、计算额定动负荷当Dw≤25.4,Cr=bmfc(icosα)0.7Z2/3Dw1.8,当Dw>25.4,Cr=3.647bmfc(icosα)0.7Z2/3Dw1.4,额定动负荷是指轴承在承受该负荷、90%的可靠性情况下,其基本额定寿命为100万转。
2)、计算额定静负荷Cor=foiZDw2cosα,额定静负荷是指承载最大的钢球与滚道之间产生塑性变形约为钢球直径的0.0001倍时其应力为4200MPa来计算。
其中:
i—滚动体列数2;a—接触角;Z—滚动体个数;Dw—钢球直径;bm—当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数,该值随轴承类型和设计不同而异,根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取;
fc—与轴承零件几何形状、制造精度及材料有关的系数。
根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
2.5、修正寿命Lna的计算
根据Bundberg和Palmgren的理论计算公式基本额定寿命L10=(Cr/Pm)3,修正寿命Lna=a1a3L10
其中:
Lna—修正寿命;L10—基本额定寿命;Cr—基本额定动载荷;P—径向载荷;a1—可靠度修正系数,根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
a3—运转条件修正系数,根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异
1)、轮毂轴承的内外圈有带凸缘与通用轴承的结构不一样。
2)、轮毂轴承钢球利用通用轴承的设计原理设计,但还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。
3)、轮毂轴承当量载荷的大小取决于路面条件、交通状态和车辆行车路线等因素的影响,难以精确计算,通常可用满载转弯、直行、轻载转弯、直行等典型状态进行交变周期循环载荷进行简化计算。
4)、轮毂轴承应具有耐高温高速性能。
5)、轮毂轴承应具有更强的承载能力。
6)、轮毂轴承设计应尽量避免应力集中。
3、离合器分离轴承的设计
传统的离合器分离轴承为径向位置固定的密封单列角接触球轴承。
这种轴承因不能自动补偿其旋转中心与离合器旋转中心的偏心而造成离合器系统噪声增大、磨损加剧和寿命降低,同时也降低了轴承本身的寿命。
为解决上述问题而对角接触球轴承进行的改进导致了自调心离合器分离轴承组件的出现。
这种组件中的角接触球轴承的外圈由一轴向弹簧夹持,角接触球轴承可在径向作整体运动。
借助于离合器膜片弹簧与轴承内圈的接触力产生的差动滑动,轴承中心向膜片弹簧的旋转中心运动,轴承最终与膜片弹簧同心旋转。
这一重要的结构与功能扩展不仅有效地降低了离合器系统的噪声和磨损,而且有效地提高了离合器系统和轴承的寿命。
离合器分离轴承的其它结构与功能扩展包括与滑套乃至整个离合器分离系统的整
体化。
除此之外,与汽车双离合器、拉式离合器等系统的应用相适应而开发的离合器分离轴承组件还包括双离合器分离轴承、拉式离合器分离轴承等专用轴承组件。
3.1、离合器分离轴承的设计要素
离合器分离轴承设计主要要素是:
整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、自动调心设计、承载能力设计、高速高温性能设计。
3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异
1)、离合器分离轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。
2)、离合器分离轴承应具有自动调心功能。
3)、离合器分离轴承应具有耐高温高速性能。
4)、离合器分离轴承应具有更强的承载能力。
5)、离合器分离轴承设计应尽量避免应力集中。
4、涨紧轮轴承的设计
4.1、涨紧轮轴承的设计要素
涨紧轮轴承设计主要要素是:
整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、轴承与钢制带轮的配合设计、轴承油脂润滑设计、张紧扭矩数值、特性曲线设计,产品包装、安装规范设计。
4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异
1)、涨紧轮轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。
2)、涨紧轮应轴承不得有异常的啸叫和较高的声压噪声值。
3)、涨紧轮轴承应具有耐高温性能。
4)、涨紧轮轴承应提高变化尽量小的合适扭矩。
5)、涨紧轮轴承设计应尽量避免应力集中。
6)、涨紧轮轴承设计应具有极佳的密封性和良好的润滑性。
5、水泵轴连轴承的设计
针对提高水泵轴承的性能与寿命而展开的研究导致水泵轴承从早期的单列深沟球承、双列角接触球轴承及球面球轴承等发展至集轴承、轴及密封于一体的各种紧凑的轴连轴承。
这一进展简化了水泵的结构与装配,提高了水泵的使用性能与寿命,同时有效地降低了水泵的制造成本。
5.1、水泵轴连轴承的设计要素
水泵轴连轴承的两列滚动体直接在淬硬的水泵轴上运行,水泵轴兼作轴承内套。
保持架常用PA66或PA66+25%GF制成。
密封一般为钢骨架橡胶接触密封,丁腈橡胶(NBR)是主要的密封材料。
若冷却水温度高于120℃则采用球-球设计,这是同步齿形带传动的典型载荷情形。
当皮带拉力较大时,两列滚动体常采用球/滚子设计,皮带拉力主要由靠近带轮的一列滚子承受,钢球只承受很小的径向力,但要为轴提供轴向定位和承受水泵叶轮的推力。
当径向截荷大而轴向载荷小或径向载荷小而轴向载荷大时,可采用四点接触球/滚子设计,与标准球轴承相比具有较小的轴向游隙(如在25°接触角,其轴向游隙仅为标准球轴承轴向游隙的25%),从而可减小对轴向表面密封寿命的影响和带传动噪声。
球/球水泵轴连轴承设计的另一可能性是双列角接触球轴承,与标准的球/球结构相比,这种结构的成本略有增加。
水泵轴连轴承的进一步发展
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