圓錐滾子軸承的布置方式和軸向游隙的合理確定

戈紅霞，陳艷清

(中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室，北京100072)

圓錐滾子軸承在傳動部件，特別是在錐齒輪傳動結(jié)構(gòu)上應(yīng)用非常普遍，它可以同時承受徑向載荷和單向軸向載荷.錐齒輪傳動機構(gòu)在正常載荷工況或反拖運轉(zhuǎn)工況時，錐齒輪產(chǎn)生的軸向力，需要圓錐滾子軸承能承受2個交變方向的載荷，所以在錐齒輪結(jié)構(gòu)的傳動裝置中，要有2個反向搭配的圓錐滾子軸承組合使用，以承受2個不同方向的軸向載荷.其選配方案和游隙調(diào)整是否正確，直接影響著傳動的精度、壽命和性能.下面通過實際工作中的一對圓錐滾子軸承進行說明和分析.

1 圓錐滾子軸承傳動模型的建立

在對軸承進行設(shè)計時，一般是孤立地對軸承本身的承載能力和使用壽命進行分析和計算，使用公式進行軸承的壽命校核計算[1]，并且認為傳動裝置中的零部件均是剛性的.單獨計算軸承的壽命可能是滿足使用要求，但當(dāng)傳動部件運行加載后，零件和箱體產(chǎn)生變形，軸、軸承、齒輪已不在原始的理論工作位置上，軸承的承載能力和壽命有可能會大大地降低.因此，需要從整個傳動系統(tǒng)的角度研究軸承的工作情況.

某傳動裝置，需要采用錐齒輪傳動結(jié)構(gòu)完成相交垂直軸間的動力傳遞，其錐齒輪輸入主軸傳遞的最大功率為1 000 kW，最高轉(zhuǎn)速為2 000 r/min.根據(jù)其傳遞功率、使用要求、軸徑和布局結(jié)構(gòu)等條件，選用了1個圓柱滾子軸承和1對圓錐滾子軸承進行支撐和承載.考慮到圓錐滾子軸承的受載較大、轉(zhuǎn)速較高、運行壽命需達到800 h的情況，為保證傳動部件的穩(wěn)定性和可靠性，采用SKF軸承，型號為32022X/Q.

根據(jù)傳動裝置的結(jié)構(gòu)，利用MASTA軟件[2]創(chuàng)建圓錐滾子軸承的三維傳動裝置分析模型(見圖1).模型中所有零件結(jié)構(gòu)最大程度地符合實際設(shè)計，以力求分析結(jié)果的準確度.在進行載荷和軸承軸向游隙等分析之前，要做以下定義:1)模型中各零件(包括齒輪、軸、軸承等主要零件)都作為彈性體處理;2)定義各零部件的材料、幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)及相對位置關(guān)系;3)根據(jù)傳動裝置的工作情況，設(shè)定各零部件的載荷條件;4)圓錐滾子軸承需要按設(shè)計方案輸入內(nèi)部和外部軸向間隙、預(yù)載、固定方向和潤滑情況等參數(shù)(見表1).

圖1 圓錐滾子軸承傳動分析模型

表1 圓錐滾子軸承的設(shè)定參數(shù)

2 圓錐滾子軸承布置方式的確定

錐齒輪輸入主軸采用兩端支撐，靠錐頂一側(cè)為1個圓柱滾子軸承，靠背錐一側(cè)為1對圓錐滾子軸承(見圖1).承載時徑向負荷作用在單列圓錐滾子軸承上，負荷沿著滾子和滾道接觸面從一個滾道傳遞到另一個滾道，因而產(chǎn)生內(nèi)部軸向負荷.在分析計算軸承所承受的載荷中(包括2個圓錐軸承獨自承擔(dān)的當(dāng)量負荷)，此內(nèi)部軸向負荷的分配對錐齒輪運轉(zhuǎn)時的嚙合接觸質(zhì)量影響很大.錐齒輪的主動軸向位移量主要取決于這對錐軸承支承剛度的大小，即軸承在軸向載荷作用下產(chǎn)生的軸向位移而導(dǎo)致錐齒輪的錯位.一般圓錐滾子軸承的布置方式可采用“背對背”或“面對面”的2種支撐方式[3].根據(jù)傳動裝置正常運轉(zhuǎn)和反拖運轉(zhuǎn)2種工況，對軸承不同的支撐方式進行分析，以選出徑向和軸向負荷布置合理、對錐齒輪副受載變形錯位影響較小、軸承使用壽命較高的合理方案.

2.1 正常運轉(zhuǎn)工況下錐軸承的受載和錯位量的分析

傳動裝置在正常工況運轉(zhuǎn)時，錐齒輪主軸上產(chǎn)生較小軸向力和較大徑向力，軸向力指向錐齒輪的小端，根據(jù)軸向力的方向，對圓錐滾子軸承采用“背對背”和“面對面”的2種布置方式進行分析(見圖2和圖3).

圖2 “背對背”布置受力簡圖

圖3 “面對面”布置受力簡圖

運用分析模型，計算出支撐錐齒輪主軸上的每個軸承的錯位量、當(dāng)量負荷和損傷率，結(jié)果見表2和表3.

表3 采用“面對面”布置方式時軸承的錯位量、當(dāng)量負荷和損傷率情況

從表2和表3的計算分析結(jié)果可以看出:采用“背對背”布置方式時，圓柱滾子軸承的當(dāng)量負荷較小，損傷率較低;圓錐滾子軸承的當(dāng)量負荷和損傷率都略高，但錐齒輪主軸上的圓柱和圓錐滾子軸承本身的變形量均較小.同時，從圖4和圖5可知:采用“背對背”布置時，圓錐滾子軸承上承載的滾子數(shù)目多于“面對面”布置時滾子的數(shù)目，且載荷分布較均勻，最危險滾子上的載荷應(yīng)力值比較小(“背對背”時約為850 MPa和510 MPa，“面對面”時為約1 000 MPa和565 MPa).

圖4 “背對背”布置方式正常運轉(zhuǎn)時一對圓錐滾子軸承上的載荷分布

圖5 “面對面”布置方式正常運轉(zhuǎn)時一對圓錐滾子軸承上的載荷分布

通過對在正常運轉(zhuǎn)工況下的錐齒輪錯位量的分析和計算(見表4)，可知:采用“背對背”布置對錐齒輪嚙合運轉(zhuǎn)時造成的錯位量較小，雖然軸交角總體變動量較大，但主被動錐齒輪軸線相對于理想的水平和垂直位置轉(zhuǎn)動的角度都比較小.表5中列出了這對圓錐滾子軸承采用不同布置方式且在最大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時所需的最小潤滑油膜厚度.從表5可知，“背對背”方式相對“面對面”方式所要求的最小油膜厚度略小，由于主動輪的旋轉(zhuǎn)方向是固定的逆時針，所以，當(dāng)圓錐滾子軸承內(nèi)的滾子轉(zhuǎn)動時，采用“背對背”的布置方式，容易在2個軸承的軸套之間形成油壓，有利于軸承內(nèi)油膜的形成和穩(wěn)定，降低由于潤滑不足導(dǎo)致軸承磨損的風(fēng)險，保證軸承不會因缺油而損壞，對軸承的使用壽命和可靠性有益.

通過以上計算分析，傳動裝置在正常工況運轉(zhuǎn)時，這對圓錐滾子軸承選用“背對背”的布置支撐方式是合理的.

表4 采用不同軸承布置方式時的錐齒輪錯位量

表5 圓錐滾子軸承最大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時所需最小潤滑油膜厚度 μm

2.2 反拖運轉(zhuǎn)工況下錐軸承的受載和錯位量的分析

傳動裝置在反拖運轉(zhuǎn)工況時，錐齒輪主軸上產(chǎn)生較大軸向力和較小徑向力，軸向力指向錐齒輪的大端，根據(jù)軸向力的方向，這對圓錐滾子軸承同樣可以有“背對背”和“面對面”2種不同的布置支撐方式，可參考圖2和圖3的布置受力簡圖，其中的軸向力指向方向發(fā)生改變.通過改變分析模型載荷工況的設(shè)置，計算分析出錐齒輪主軸上軸承的錯位量、當(dāng)量載荷、使用壽命和損傷率，以及反拖運轉(zhuǎn)時軸承在不同的布置支撐下錐齒輪的錯位量、圓錐滾子軸承載荷分布情況和所需最小潤滑油膜厚度.

表6和表7中的計算數(shù)據(jù)說明:反拖運轉(zhuǎn)工況時，錐齒輪主軸上的軸向負荷主要由靠軸端的圓錐滾子軸承承受，損傷率高于靠齒輪端的圓錐滾子軸承，錐齒輪主軸上各軸承本身的錯位量比正常運轉(zhuǎn)時均大幅度增高，有的已經(jīng)翻倍，而且圓錐滾子軸承采用“面對面”布置方式比采用“背對背”布置方式的錯位量又高出較多.從表8反拖運轉(zhuǎn)時不同軸承布置對錐齒輪錯位量的計算結(jié)果可知，采用“面對面”方式支撐的錐齒輪副相對于理論原點安裝位置的小輪安裝偏置距比“背對背”方式的大，不利于錐齒輪嚙合的穩(wěn)定性.

表6 采用“背對背”布置方式時軸承的錯位量、當(dāng)量負荷和損傷率情況

表7 采用“面對面”布置方式時軸承的錯位量、當(dāng)量負荷和損傷率情況

表8 采用不同軸承布置方式時的錐齒輪錯位量

對于反拖運轉(zhuǎn)工況，采用“背對背”布置方式的圓錐滾子軸承承載的滾子數(shù)目多于“面對面”布置時滾子的數(shù)目，載荷分布均勻性略好于“面對面”布置方式，最危險滾子上的載荷應(yīng)力值較小(“背對背”時約為710 MPa和1 010 MPa，“面對面”時為約960 MPa和1 020 MPa).見圖6、圖7.

圖6 反拖運轉(zhuǎn)時“背對背”布置方式一對圓錐滾子軸承上的載荷分布

圖7 反拖運轉(zhuǎn)時“面對面”布置方式一對圓錐滾子軸承上的載荷分布

表9中列出了反拖運轉(zhuǎn)工況時，這對圓錐滾子軸承采用不同布置方式在最大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時所需的最小潤滑油膜厚度，靠齒輪端的圓錐滾子軸承所要求的最小油膜厚度，“背對背”方式比“面對面”方式小些;而靠軸端的圓錐滾子軸承的最小油膜厚度沒有差別.通過對反拖運轉(zhuǎn)工況下的軸承布置方式計算分析，這對圓錐滾子軸承仍需選用“背對背”的布置支撐方式.

表9 圓錐滾子軸承最大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時所需最小潤滑油膜厚度 μm

2.3 布置方式的確定

反拖運轉(zhuǎn)是一種危險工況，使得傳動裝置中的錐齒輪和承載軸承的變形量都很大，對零件的損傷也比正常時高，為保證傳動部件的使用壽命和可靠性，應(yīng)盡量避免使錐齒輪傳動箱處于反拖運轉(zhuǎn)工況.

對于采用“背對背”布置的圓錐滾子軸承，其負荷中心的距離(圖2中Fra到Frb的距離)比2個軸承的中心距離長，而采用“面對面”布置的軸承負荷中心的距離(圖3中Fra到Frb的距離)比2個軸承的中心距離短.這表明“背對背”布置可以承受較大的彎曲扭轉(zhuǎn)力矩，同時計算數(shù)據(jù)也證明了這點.而由載荷引起的徑向力和軸向力，以及由其所導(dǎo)致的軸承本身變形，也比“面對面”布置的要小.

上述的計算分析表明，在正常運轉(zhuǎn)和反拖運轉(zhuǎn)工況下，錐齒輪主軸上的圓錐滾子軸承采用“背對背”布置方式是合理的.上面的分析數(shù)據(jù)是按照傳動裝置最大功率和最高轉(zhuǎn)速計算的，圓錐滾子軸承在分析模型中初始設(shè)定的軸向游隙為零，下面進行圓錐滾子軸承軸向游隙的分析.

3 軸向游隙對錐齒輪嚙合的影響

軸向游隙是圓錐滾子軸承配合的1個重要技術(shù)參數(shù)，它直接影響軸承的載荷分布、振動、磨損、油膜溫度、使用壽命和支撐零件運轉(zhuǎn)狀況等性能參數(shù).要使單列圓錐滾子軸承充分發(fā)揮預(yù)定的承載能力，并可靠運行，必須根據(jù)圓錐滾子軸承的尺寸、工作條件、支撐軸的變形情況，正確調(diào)整軸承和選擇合理的軸承游隙或施加預(yù)載.如果軸承的游隙過大，在極端情況下可能只有最下方的1個滾動體及滾子受力承載，就會導(dǎo)致軸承承載能力大大降低，滾子接觸面應(yīng)力增大，軸承的運轉(zhuǎn)精度下降，振動和噪聲增大，使用壽命縮短;如果游隙過小或過量預(yù)緊，將會導(dǎo)致摩擦增加，引起軸承發(fā)熱，溫度升高，甚至使軸承在運轉(zhuǎn)中發(fā)生咬死現(xiàn)象.

在軸承的配置中，單列圓錐滾子軸承必須成對使用或以配組方式使用，其內(nèi)部游隙僅在安裝后才會產(chǎn)生，其軸向游隙取決于另一個用來提供反方向軸向定位的軸承調(diào)整.在設(shè)計和裝配過程中，可以通過有效的手段，來合理確定軸承的軸向游隙，提高軸承組件的安裝精度，以延長軸承的使用壽命，確保傳動部件的工作性能.

3.1 軸向游隙的調(diào)整

在實際裝配過程中，我們對這對單列圓錐滾子軸承的軸向游隙分成3種情況進行調(diào)試:1)軸向游隙為零;2)軸向游隙控制在0.05～0.07 mm范圍內(nèi);3)軸向游隙控制在0.10～0.12 mm范圍內(nèi).如圖8所示.

圖8 錐齒輪主軸結(jié)構(gòu)圖

第一種游隙是將調(diào)整環(huán)根據(jù)軸承內(nèi)外環(huán)高度差和內(nèi)外軸套的加工尺寸經(jīng)測定計算后，配磨調(diào)整環(huán)，使2個軸承間的距離在鎖緊后相等，軸向游隙為零，錐齒輪主軸軸向竄動為零.這時轉(zhuǎn)動軸系，發(fā)現(xiàn)非常滯澀，需用很大的力才能轉(zhuǎn)動起來.如將這對軸承的軸向游隙設(shè)計為零或負游隙即施加預(yù)緊，在低溫或常溫(20℃)且轉(zhuǎn)速較高時，軸承內(nèi)部的油膜很難形成，轉(zhuǎn)動力矩加大，功率損失和磨損嚴重，造成軸承溫度迅速上升，極易因干摩擦而燒毀軸承.

第二種游隙是將調(diào)整環(huán)根據(jù)零游隙的尺寸值減少0.05～0.07 mm，使裝配后軸承內(nèi)部有0.05～0.07 mm的軸向游隙，徑向游隙根據(jù)△y=△x×sin σ計算(式中△x為軸向游隙，σ為滾子接觸角平均值，軸承32022X/Q的σ值約為16°)，計算后△y為13.8～19.3 μm，大于圓錐滾子軸承最大轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)所需最小潤滑油膜厚度.對安裝調(diào)整后的錐齒輪軸系，常溫下用手轉(zhuǎn)動感覺很靈活，沒有卡澀，在臺架上進行空損和潤滑試驗，潤滑流量在設(shè)計要求的范圍內(nèi)，軸承運轉(zhuǎn)平穩(wěn).

第三種游隙是將調(diào)整環(huán)根據(jù)零游隙的尺寸值減少0.10～0.12 mm，圓錐滾子軸承有0.10～0.12 mm的軸向游隙，徑向游隙同時會隨著增大.安裝調(diào)整后的錐齒輪軸系轉(zhuǎn)動也非常靈活，但主軸竄動量增大，在臺架上進行加載試驗時，出現(xiàn)了錐齒輪嚙合區(qū)域不穩(wěn)定及偏載的問題，如圖9所示.下面運用分析模型，分析以上3種軸向游隙對錐齒輪嚙合的影響情況.

圖9 錐齒輪齒面偏載嚙合

3.2 軸向游隙對錐齒輪嚙合的影響

將仿真模型中圓錐滾子軸承的軸向游隙分別設(shè)置為0、0.05 mm、0.10 mm，采用正常工況的負荷和扭矩值對運轉(zhuǎn)部件進行系統(tǒng)分析，得到不同游隙下軸承自身變形和錐齒輪嚙合錯位量數(shù)據(jù)(見表10).

傳動部件為錐齒輪增速機構(gòu)，從表10的分析數(shù)據(jù)顯示，被動輪即齒輪副中的小輪安裝距，對主動輪即錐齒輪主軸上軸承游隙的變化很敏感，當(dāng)軸向游隙從0變化到0.05 mm時，錐齒輪的錯位值相差不是太大.隨著軸向游隙的增加(如圖10所示)，被動輪向后移動，主動輪向左移動，當(dāng)游隙增至0.10 mm時，小輪安裝距的位移過大，齒面工作接觸位置也會有巨大偏移，易產(chǎn)生偏載接觸，偏離正常理想的嚙合區(qū)域，影響傳遞質(zhì)量，降低承載能力;同時，錐齒輪主軸前端的圓柱滾子軸承的損傷率已經(jīng)超過65%，軸上后端的錐軸承重載時由于變形嚴重，只有5～6個滾子承載，易導(dǎo)致軸承早期失效.因此將這對圓錐滾子軸承的軸向游隙控制在0.05～0.07 mm范圍內(nèi)，對軸承潤滑和錐齒輪軸系嚙合的穩(wěn)定性都是比較適合的.

表10 圓錐滾子軸承不同游隙下軸承自身變形和錐齒輪嚙合錯位量

圖10 錐齒輪小輪安裝距錯位情況

4 試驗驗證

傳動裝置在高溫下工作時，支撐軸和軸承座受熱膨脹，軸徑會增加(徑向膨脹)，也會伸長(軸向膨脹).無論采用“面對面”還是“背對背”布置方式，在徑向膨脹的影響下，軸承預(yù)置的游隙都會減小[3].在軸向膨脹的影響下，采用“面對面”布置的軸承游隙會進一步減小，而采用“背對背”布置的軸承，由于配對軸承之間留有一定間隙(圖8中內(nèi)外軸套尺寸差)，并且軸和相關(guān)零部件(如軸承座)有相同的熱膨脹系數(shù)(本文中的錐齒輪主軸和軸承座采用相同的材料，熱膨脹系數(shù)相同)，所以徑向膨脹和軸向膨脹對軸承游隙的影響會互相抵消，保證工作時不會因游隙的變化而影響錐齒輪和傳動部件的工作性能和使用壽命.

圖11 全新的錐軸承

圖12 試驗后的狀態(tài)

圖13 錐齒輪初次加載印痕

圖14 試驗后的印痕

對傳動裝置的多個樣本分別進行了跑車試驗和臺架性能考核試驗，如圖11～圖14所示，試驗結(jié)果表明:錐齒輪主軸上的圓錐滾子軸承和錐齒輪齒面上的接觸區(qū)位置狀態(tài)良好，圓錐滾子軸承內(nèi)部潤滑程度適合，沒有過熱或燒灼痕跡，滾子和內(nèi)外滾道磨損很小，錐齒輪齒面嚙合接觸在設(shè)計規(guī)定的理想接觸范圍內(nèi)，沒有偏載磨損，與模型分析結(jié)果相吻合.試驗驗證了這對圓錐滾子軸承布置方式和軸向游隙設(shè)計的合理，也說明了分析計算結(jié)果的可靠性.錐齒輪被動軸系的支撐結(jié)構(gòu)，采用了4點角接觸球軸承(見圖9)，其軸承自身內(nèi)部游隙較大，引起被動軸竄動(約0.12 mm).因此，需要通過傳動部件的結(jié)構(gòu)改進，來提升這部分的軸承支撐剛度、降低被動軸軸向竄動量，同時進一步將錐齒輪載荷域?qū)?、載荷變化劇烈頻繁工況下的嚙合質(zhì)量放在可調(diào)控范圍內(nèi)，以降低傳動裝置關(guān)重零部件的損傷率.

5 結(jié)論

軸承制造的形狀誤差、安裝質(zhì)量、工作溫度等因素影響軸承的載荷分布、使用壽命，以及傳動部件的運轉(zhuǎn)性能和可靠性.本文只論述圓錐滾子軸承的布置方式和軸向游隙這2個因素，雖未將所有影響因素全部包括進去，但通過運用MASTA軟件，用仿真分析手段，根據(jù)軸承承載功率、使用要求、軸徑和布局結(jié)構(gòu)等指標要求，從系統(tǒng)角度分析這2項因素對圓錐滾子軸承的載荷分布、潤滑、損傷率以及對齒輪運轉(zhuǎn)錯位量的影響，選擇“背對背”軸承布置方案，將軸承工作的軸向游隙控制在0.05～0.07 mm范圍內(nèi)，可以確保軸承潤滑品質(zhì)和錐齒輪軸系嚙合的穩(wěn)定性.該傳動裝置經(jīng)過跑車試驗和臺架性能考核試驗后，圓錐滾子軸承和錐齒輪運行狀態(tài)良好，證明了該圓錐滾子軸承的布置方案和軸向游隙控制的合理性.因此，比較傳統(tǒng)簡單的軸承校核方法，從系統(tǒng)角度研究軸承的工作情況，可以保證軸承在具體的工作條件下處于較好的工作運行狀態(tài)，對于提高設(shè)計的準確性和軸承使用的可靠性是有益的.

[1] 成大先.機械設(shè)計手冊[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2002.

[2] 世邁鈦傳動技術(shù)有限公司.MASTA軟件使用手冊[M].英國:世邁鈦傳動技術(shù)有限公司，2006.

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