维普资讯 http://www.cqvip.com —１０００－３７６２—轴承２００６年５期 ＣＮ４１—１１４８／＇１Ｉ－１ Ｂｅａｒｉｎｇ ２００６，Ｎｏ．５ 中小型深沟球轴承寿命分析与改进建议 刘秀英，费连玲 （哈尔滨轴承集团公司 技术中心，．ｊＩｌＩ龙江哈尔滨 １５０Ｏ３６） 摘要：通过对中小型深沟球轴承进行疲劳寿命试验，发现其寿命较低，内圈沟道疲劳概率较大。从滚动轴承的 几何学和接触力学出发。分析出内圈沟道疲劳概率大的原因，并提出了改进方法。 关键词：深沟球轴承；接触椭圆；接触应力；分析；改进 中图分类号：＇Ｉ＂Ｉ－／１３３．３３；ＴＧｌ１５．５７ 文献标识码：Ｂ 文章编号：１０００—３７６２（２ｏ０６）ｏ５一ＯＯ２５—０２ 几年来，我厂轴承寿命试验室陆续对我厂生 结果很不理想。且内圈沟道疲劳概率为７０％一 ８０％。在此，以６３０３轴承为例，对这一共性问题 进行分析，并提出改进方法。 相组织检验分析。其硬度值、淬回火组织级别、非 表１ ２０套轴承的疲劳试验 试验编号 试验时问／ｈ 试验结果 产的深沟球轴承等进行了疲劳寿命试验，其试验 金属夹杂物的含量等，均符合国家标准。 ０ｌ ０２ ∞ ，９８ ２６６ ｌ ０５Ｏ 内疲球疲 内疲 好 １疲劳寿命试验 １．１试验条件 对２ｏ套６３０３轴承进行了疲劳寿命试验，其 试验条件如下：试验转速／１，＝３ ２００ ｒ／ｒａｉｎ；径向载 荷Ｆｒ＝３．９１３ ｋＮ；计算寿命 ＝１００ ｈ；润滑为ｍ 一０４ ０５ ０６ ０７ ０８ ０９ ｌ０ ｌ１ Ｚ７３ ２１４ ２： ｌ０９ ９６ ２６２ ２４６ ｌ８０ 外疲 内疲球疲 内疲 内疲球疲 内疲 内疲 内疲 外疲 ２ｏ喷油润滑；试验机型号为ＺＳ一１５／３０。 １．２试验结果 ２０套试样经过近６个月的试验，其试验结果 见表１。 １．３试验结果分析 ｌ２ ｌ３ ｌ４ ｌ５ ｌ２８ ２３ｌ ３６ｌ １３１ 内疲 内疲 内疲 球疲 将表１的试验数据。用最佳线性不变估计法 程序，借助计算机进行处理，得以下数据： 统计额定寿命 ｌ０＝６１．４ ｈ 韦布尔斜率ｅ＝１．４６ ｌ６ ｌ７ ｌ８ ｌ０９ ｌ７４ ７７ 内疲 内疲 球疲 可靠度Ｒ＝０．８０５ 寿命水平（统计额定寿命与计算寿命的比值） Ｓ＝０．６１ ｌ９ ２０ ５０６ １３３ 外疲 内疲 外圈沟道疲劳概率１５．８％ 内圈沟道疲劳概率７３．６％ 球疲劳概率２６．３％ 从统计结果可以看出：（１）本批轴承的寿命水 平较低，统计额定寿命仅为设计寿命的０．６１倍。 （２）内圈沟道疲劳概率较大，显然它是影响深沟球 轴承寿命的主要因素。对轴承内圈进行硬度及金 收稿日期：２００５—１２—１２；修回日期；２００６—０２—１６ 注：。外疲 指外圈沟通出现疲劳破环；。内疲 指内圈掏逼出现疲 劳破坏；。球疲”指钢球出现疲劳破坏；。好”指轴承未发生疲劳或 其他失效。 ２ 内、外圈沟道接触应力对比分析 ２．１ 内、外圈沟道主曲率和∑ 及主曲率差【’】 Ｆ（ ） ∑ ＝４／Ｄ，，±ｌ／ 一１／ｒｊ （１） 维普资讯 http://www.cqvip.com Ｆ（ ）＝（１／ｒ￣．一Ｉ／Ｒｊ）／∑ （２） 式中： 为钢球直径；ｒ』为内、外沟曲率半径；尺，为 内、外沟接触点处法向半径；当．『＝ｆ时，“±”号取 正；当．『＝ｅ时，“±”号取负。 查６３０３轴承的产品图得： ＝８．７３１，Ｒ＝ ２３．７６９／２，ｒｉ＝４．４９６，Ｒ。＝４１．２４２／２，ｒｅ＝４．５８４， 则内圈沟道主曲率和∑Ｐｉ＝０．３１９ ８６，主曲率差 Ｆ（ｐ‘）＝０．４３２ ３Ｏ；外圈沟道主曲率和∑Ｐ。＝ ０．１９１ ４９及主曲率差Ｆ（ｐｏ）＝０．８８５ ９６。 根据Ｈｅｒｔｚ理论［¨，点接触的两曲面。在外力 作用下，在接触点处形成一椭圆形接触面。下面 先分别计算出钢球与内、外圈沟道形成的两接触 椭圆的面积，再分别计算出钢球与内、外圈沟道的 接触应力。 ２．２接触椭圆面积Ｉｓ，的计算 ２．２．１滚动体最大载荷Ｑ一 滚动体最大载荷Ｑ一，按Ｓｔｒｉｂｅｅｋ解给出的 下式计算： Ｑ一＝５Ｆ／Ｚ （３） 将 ＝３．９１３ ｋＮ，Ｚ＝７代入（３）式得： Ｑ一＝２ ７９５ Ｎ 式中： 为径向外载荷；Ｚ为滚动体数量。 ２．２．２最大载荷处接触椭圆长、短半轴的长度ａｊ 和 根据Ｈｅｒｔｚ点接触理论有 ＝ｃ‘ （Ｑ。。 ／∑ ） ／３ ｂｊ＝Ｃ （Ｑ。。 ／∑ ） ／３ 对于轴承钢，材料常数 ＝ｌ，因此上式变为 ＝Ｃｃｉ（Ｑ。。 ／∑ ） （４） ｂｊ＝Ｃｂ／（Ｑ一／∑ ） （５） 式中： 为钢球与内、外圈沟道接触椭圆长半轴 系数； 为钢球与内、外圈沟道接触椭圆短半轴 系数； 和 可依Ｆ（ｐｊ）的值，查参考文献［１］中 的表２．１用插值法求得， ＝０．０７０ ６０， ＝ ０．０３８ １４，Ｃ ＝０．１４８ ５９，Ｃ ＝０．０２４ ０４。 代入（４）式、（５）式得 口 １．４５４ １６ ｍｍ；ｂ ＝０．７８５ ５８ ｎ＇ａｎ； ａ。＝３．６３１ ３５ ｍｍ；ｂ。＝０．５８７ ５１ ｍｍｏ ２．２．３最大载荷处接触椭圆的面积Ｉｓ （１）球与内圈沟道接触椭圆面积Ｉｓ Ｓｌ 丁【口 ｂ ３．５８８ ８３ ｍｍ２ （２）球与外圈沟道接触椭圆面积Ｉｓ。 ＜轴承）２ｏｏ６．№．５ Ｓ。＝７【口ｅｂ‘＝６．７０２ ４１ ｎ加１２ ２．３最大接触应力６ｈｕｇ４＇ 根据Ｈｅｒｔｚ点接触理论： 。 ＝１．５Ｑ一／ 钢球与内、外圈沟道最大接触应力为 一ｉ＝１．５Ｑ一／Ｉｓ １ １６８．２１７ ８ ＭＰａ 。。， 。＝１．５Ｑ。。， ／Ｉｓ。＝６２５．５２１ ３ ＭＰａ 由以上计算结果显见：６３ｏ３轴承在 ＝ ３．９１３ ｋＮ的外载荷作用下， 一ｆ比 一。大５４２．６９５ ＭＰａ，几乎是 一 的２倍，差别相当大。这就是内 圈沟道疲劳概率远大于外圈沟道的根本原因。 从滚动轴承几何学【２Ｊ出发，由于在第一主法 截面（径向平面）内，球与外沟为共曲接触。而与内 沟为反曲接触，前者的吻合度要高于后者。因此， Ｓｉ＜Ｓ。，从而６ｒ￣ｘｌ＜ 。。 综上所述，减小内圈沟道的接触应力，使球与 内、外圈沟道的接触应力相等或相近。是提高深沟 球轴承寿命的有效途径。 ３改进措施 （１）适当地增大内沟径，以使沟道法向半径 增大，并减小内沟曲率半径ｒｉ，使 一减小。 （２）采用等应力设计原则［引。使球与内圈沟 道和球与外圈沟道接触点处的最大接触应力之差 最小。即两应力相等或相近［引。通过匹配内、外沟 曲率系数 来实现。 （３）内圈采用真空脱气钢材料。１９８４年我们 对普通轴承钢（ＧＣｒｌ５）６２０４轴承和真空脱气钢 ６２０４轴承进行了寿命对比试验，其结果是：真空 脱气钢６２０４轴承的寿命水平Ｌｌｏ／ ＝７．０１５，而 普通轴承钢６２０４轴承的寿命水平Ｌｌｏ／ ＝１．６３。 （４）内圈沟道表面加耐磨涂层。如：内沟道表 面涂“共晶滚球润滑油膜”；采用陶瓷金属耦合技 术，将陶瓷金属耦合剂附着在内沟道表面。 参考文献： ［１］阿・帕尔姆格林．滚动轴承工程学ＥＭ］．３版．姚松官， 译．洛阳农机学院。１９５９． ［２］Ｈａｒｒｉｓ Ｔ Ａ．Ｒｏｌｌｉｎｇ Ｂｅａｒｉｎｇ Ａｎａｌｙｓｉｓ［Ｍ］．Ｗｉｌｅｙ ａｎｄ ｓ叫Ⅲ．１９７８． ［３］Ｐ・Ｓ霍顿．球和滚子轴承［Ｍ］．哈尔滨轴承厂轴承研 究所． ［４］杨晓蔚．以等应力观点验证深沟球轴承的曲率系数 ［ｃ］．洛阳轴承研究所，１９９４． （编辑：温朝杰）
