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向心轴承载荷分布特性分析

2023-06-26 理论教育版权反馈

【摘要】：向心轴承在承受径向载荷Fr后，上半圈的滚动体不承受载荷，下半圈的滚动体承受载荷。图2 - 19 向心轴承中的弹性变形图2 - 20 向心轴承中的径向变位在图2-19中：ψ——各滚动体中心与最大载荷滚动体之间的夹角，ψ0=0°，，ψ2’,…对球轴承：对滚子轴承 t=1.1图2-21为轴承载荷分布图。每个滚动体载荷可以分解为两个分量，由力的平衡可得将式代入可得由上式可看出，Qmax与作用于轴承上的载荷Fr和滚动体数量z有关。

为了分析简单起见，作如下假定：

1）轴承仅承受径向载荷F_r；

2）轴承零件的几何形状为理想的正确形状；

3）滚动体与滚道的变形在弹性变形范围内；

4）滚动轴承径向游隙G_r=0。

向心轴承在承受径向载荷F_r后，上半圈的滚动体不承受载荷，下半圈的滚动体承受载荷。由于滚动体与套圈滚道间的弹性变形，内圈中心相对于外圈中心向下移动了δ_r。这时每个滚动体接触处的弹性变形量是不相同的，如图2-19所示。

图2 - 19 向心轴承中的弹性变形

图2 - 20 向心轴承中的径向变位

在图2-19中：

ψ——各滚动体中心与最大载荷滚动体之间的夹角，ψ₀=0°，，ψ₂’,…，

δ_i——滚动体与内圈滚道之间的弹性变形量；

δ_e——滚动体与外圈滚道之间的弹性变形量。

由本章第2节所述，滚动体与内、外套圈滚道之间总的弹性变形量^[2]为：

δ=KQⁿ （2-58）

对球轴承

对滚子轴承 n=0.9

如图2-20所示，在径向载荷F_r的作用下，内圈滚道上各点都径向移动了δ_r距离。接触变形量是指沿接触线方向的变形量，因此各滚动体与内外圈滚道接触处的变形量应为

δψ=δ_rcosψ=δ_maxcosψ （2-59）

式中 δ_ψ——距最大载荷滚动体为ψ角处的弹性变形量；

δ_max——最大载荷滚动体处的弹性变形量。

由式（2-59）可得

由式（2-58）和式（2-60）可得

式中 Q_ψ——距最大载荷滚动体为ψ角处的滚动体载荷；

Q_max——最大滚动体载荷。

对球轴承：

对滚子轴承 t=1.1

图2-21为轴承载荷分布图。每个滚动体载荷可以分解为两个分量，由力的平衡可得

将式（2-61）代入可得

由上式可看出，Q_max与作用于轴承上的载荷F_r和滚动体数量z有关。

如引入

则式（2-63）可改写为

由不同的z，计算出的_J¹的数值列入表2-9中。

图2 - 21 向心轴承中的载荷分布

表2-9数值表

由表2-9所列数值可以看出，随着滚动体数量z的增加，近似为一常数，因此向心轴承仅承受径向载荷时，轴承中最大滚动体载荷可按下式计算：

对球轴承：

对滚子轴承：

【例6】 6208深沟球轴承承受径向载荷为：F_r=2.94kN，钢球数为：z=9，径向游隙G_r=0，计算作用于每个滚动体上的载荷。

【解】由式（2-66）可得

由式（2-61）可得：

处于不同位置的滚动体载荷列于表2-11中。