一种确定轴承预紧力的方法

variable preload and constant preload
Based on the analysis above, the variable preload for the entire speed range can be obtained from Tables 8 and 11. A preload of 2000 N is selected as the constant preload according to the medium preload. The temperature rises of bearing under variable preload and the constant pressure preload were simulated by aid of FEM. The temperature rises corresponding to the rotational speeds are shown in Fig. 7. For constant pressure preload, the temperatures of the bearing increase almost linearly with the spindle speed. For variable preload, the bearing temperatures increase when the speed is less than 3000 rpm, and decrease as the spindle speed exceeds 3000 rpm. When the spindle speed exceeds 4000 rpm, the bearing temperatures are lower than the constant pressure preload, by 3 °C at 7000 rpm.

中图分类号 ：Ｕ ４ ６ ７ ． ４ 文献标识 码 ：Ａ 文章编号 ：１ ６ ７ １ — ７ ９ ８ ８（ ２ ０ １ ７ ） １ ５ － １ Ｏ ７ — ０ ３
Ａ ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ｆ ｏ ｒ ｃ ａ பைடு நூலகம் ｃ ｕｌ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ａ ｍｏ ｕ ｎｔ ｏ ｆ ＴＲＢ ｐｒ ｅ ｌ ｏ ａ ｄ
Ｑｉ Ｗｅ ｎ ， Ｔ ａ ｎ ｇ Ｑｉ ｎ ｇ ， ＬｕＸｉ Ｓ ｈ ａ ｎ
（ Ａｎ ｈ ｕ ｉ Ｊ ｉ ａ ｎ ｇ ｈ ｕ ａ ｉ Ａｕ ｔ ｏ ｍｏ ｂ ｉ ｌ ｅ Ｃｏ ． Ｌｔ ｄ —Ａｎ ｈ ｕ ｉ Ｈｅ ｆ ｅ ｉ ２ ３ ０ ６ ０ １ ）
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ：Ｗ ｈ ｅ ｎ ｓ ｅ ￣ｅ ｇ ｍｅ ｔ ａ ｐ ｅ ｒ ｅ ｄ ｒ ｏ ｌ ｌ ｅ ｒ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ｓ ｕ ｓ ｅ ｄ ｉ ｎ ｐ ａ ｉ ｒ ｓ ｉ ｎ ｇ ｅ ａ ｒ ｂ ｏ ｘ ｅ ｓ ，ａ ｘ ｉ ａ ｌ ｐ ｒ ｅ ｌ ｏ ａ ｄ ｉ ｓ ｎ ｅ ｃ ｅ ｓ ｓ ａ ｒ ｙ ．Ｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ａ ｒ ｅ ａ ｏ ｆ
一
种 圆锥 滚子轴承预 紧量计算 方法
祁稳 ，汤清 ，卢西 山
（ 安徽江淮汽车集 团股份有 限公司，安徽 合肥 ２ ３ ０ ６ ０ １ ）
摘 要 ：圆锥滚 子轴承作为分离式轴承在变速箱 中成对使用时 ，需对其进行轴 向预 紧。在乘 用车变速 箱中圆锥 滚子
轴承主流 的预紧方式 为定位预紧，轴承供应商一般根据经验提供预 紧量 。文章基于采用定位预紧的一对圆锥滚子轴 承 ，提 出了一种预紧量计 算方法。 关键词 ：圆锥滚子轴承 ；定位预 紧 ；预 紧量
种预紧量计算方法 。

Ｌ １
内垫套短 、外垫套长，如果内垫套长
为Ｈ，则外垫套长为日＋△；当轴承
图 ２
当 —ｙ 一６：０ 支撑滚 ， 时，
珠丝杠的轴承热平衡后承受最大载 荷 时，不会产生轴向间隙。当
ｙ 一６＜０ 则可适当减小 ， 时， 预紧力， 使 —ｙ 一６＝０ 但最 ， ， 小预紧力应当控制在 ０ Ｆ 左右。 ～ｍ
为轴向预紧力 Ｆ 紧 预 。按图
图１
１ 滚珠丝杠 ２ 圆螺母 ３ 角接触球轴承 Ｉ ４ 内垫套 ５ 外垫套 ６ 角接触球轴承 Ⅱ
２ 各制造一个上 套、 下套和
心轴与轴承装配到一起 。 在不加预紧载荷的情况下
用千分表测量 日． 处的距
最大预紧力应当控制在０３ 左 ． ５
右。
大载荷不产生轴向间隙。如果 一６≠０ 则可反复调整预紧力的大小， 使
＝
的轴承游 隙为零 ，可能 出现卸紧现
０ 以上计算方法没有考虑温度的影响， 。 也就是图１ ， 中Ｏ 和Ｏ 重合时，
象。但是，数控机床中滚珠丝杠所
轴系热平衡后轴承内圈的径向膨胀量与轴的轴向伸长量抵消时的情况。 （ 当图 １ ３ ） 中的 Ｏ 和 Ｏ 不重合， 分开一
上套
心轴
验机上， 对上套施加０ ３ 的预紧力 ． ３ Ｆ 用千分表测量Ｈ 的距离 ， 预， 则日
一
则 ｙ ＝１ ０ （ — ） ， ２Ｘ１
Ｘ （ ／２ａ １ Ｄ Ｄｌ ｔｎ ＋ ２／２ａ ２ ｔ ｎ
一
Ｈ ＝△ 就是图１ 中所示内垫套和外
下套
垫套的差值。当轴承背对背安装时，
热源的情况下，设 为轴及轴承内圈的温 度， 为机座及轴承外圈的温度， 且 ＞ 。 设机座， 轴承及滚珠丝杠的线膨胀系数为１ ２

．
（ Ｒ ＆ Ｄ Ｃ ｅ ｎ ｔ ｅ ｒ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ Ｆ Ａ Ｗ Ｌ ｉ ｍ ｉ ｔ ｅ ｄ Ｃ ｏ ｒ ｐ ｏ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ， Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｃ ｈ ｕ ｎ １ ３ ０ ０ １ １ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
＿ 霎
∽
一 ． 峨 ｍ ＿ 薹 ㈤
蛔 一 ～ ． 一 一 ～ 至 一 一 一 ～ ～ 一 ～ 一 ． 一
摘要 ： 目前调 整垫 片方法无法准确预知乘用车变速器工作状态下 的轴承预紧力是否符合设 计要求 。因此 ， 建立 了乘用车变速器轴承预紧力测试技术 ， 能够 准确掌握工作状态下轴承预紧力 的大小 ， 以及壳体轴 向的热 变形补 偿规律 ， 并 以此为指导 ， 对调整垫片的过盈量进行 优化凋整。此外 ， 针对当前轴承预紧力调整 方法的弊端 ， 提 出 了一种基于碟形弹簧非线性刚度特性 的轴承预紧力 自动调节方法。 关键词 ： 变速器 ； 轴承 ； 预紧力 ； 自动调节 ； 碟形弹簧
在乘 用 车变速 器 的 中问轴 及 主 减速 器 轴 上有
收 稿 日期 ： ２ ０ １ ３— ０ ４—１ ６； 修 回 日期 ： ２ ０ １ ３— ０ ８—２ ４
轴 向力 的作 用 ， 目前 多数 使 用 圆锥 滚 子 轴 承进 行 支承 。因此 ， 轴 承 预 紧力 … 直接 影 响着 变速 器 的 性 能 和可 靠 性 。无 预 紧力 或 者 预 紧力 过 小 ， 会造 成轴 定位 不 准 ， 破 坏 齿轮 的正确 啮合 ， 从 而产生 噪
ｏ ｆ Ｂｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ｓ Ｕｓ ｅ ｄ ｉ ｎ Ｐａ ｓ ｓ ｅ ｎｇ ｅ ｒ Ｃａ ｒ Ｔｒ ａ ｎｓ ｍｉ ｓ ｓ ｉ ｏ ｎ
Ｃｈ ｅ ｎ Ｄｅ —ｘ ｉ ｎ． Ｌｉ Ｓ ｏ ｎ ｇ—ｓ ｏ ｎ ｇ． Ｓｈ ｉ Ｘｉ ｎ ｇ— ｌ ｅ ｉ

轴承预紧的方法提一下在工厂里时的一个做法,当时有"预紧",但在工人装配时他们往往是凭感觉的,因为也没有提出预紧力是多大,他们是先装上,拧紧,年纪小的师傅还用塞规,年纪大的师傅在拧紧后(比如是螺母),再将螺母倒退几下,就可以了。

对于不是很精密的设备，老师傅的经验足够了。

但如果是低温或主轴，还是要有精确定位尺寸保证的。

不能依靠螺纹的“经验”预紧。

我们的低温轴承箱对弹簧片的定位是经过很多试验最终确定的。

不然工作不到1小时就不行了。

轴承（包括万能组合轴承）出厂时就确定了预紧量大小，型号后缀中的UL、UM就表示了预紧等级。

尤其万能组合轴承，当其内外圈平齐时就能达到要求的预紧，用户要做的就是配磨隔圈，确保隔圈端面平行度<0.002mm。

故万能组合轴承应用越来越广。

轴承预紧一般用于高精密运转条件下的工况场合。

从理论上讲，轴承在零游隙甚至一定程度下的负游隙工况场合运转才最平稳，此时轴承刚度得到最有效发挥，轴承运转时的噪音也最低，因此，应尽量保证轴承在此条件下工作。

但是考虑到轴承的安装配合、工作时温度变化所引起的材料变形等因素，轴承在加工时都是预留有正向游隙的。

为了能在高精密运转条件下的工况场合使用，就在轴承和相关部件安装配合后，采取一定的措施来施加预紧力，通过调整内外套圈的位置，来调整轴承游隙，使得轴承工作时的游隙值为零或负，这样就可以保证高精密运转下轴承运转的平稳。

关于要实施预紧的轴承型号，基本上覆盖了所有常规型号，也可以说，高精密场合用到的所有类型轴承，都需要进行预紧。

包括：深沟球轴承（家用电器用到）、角接触球轴承（其在高速机床主轴上使用时必须进行预紧）、推力轴承类、圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承等，都可以见到预紧的情况。

需要说明的是：预紧也有个度，预紧太过了也会造成轴承工作温升过高，容易造成轴承的早期失效。

但是预紧太小，高速运转时，轴承又不能平稳运行。

所以目前也开发出预紧力可变调整机构。

轴承是在机械传动过程中起固定和减小载荷摩擦系数的部件。也可以说，当其它机件在轴上彼此产生相对运动时，用来降低动力传递过程中的摩擦系数和保持轴中心位置固定的机件。轴承是当代机械设备中一种举足轻重的零部件，它的主要功能是支撑机械旋转体，用以降低设备在传动过程中的机械载荷摩擦系数。按运动元件摩擦性质的不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承两类。
3.1主轴轴承接触载荷分析9
3.1.1静态预紧状态轴承接触角变化以及轴向位移9
3.1.2轴承变形几何相容方程和载荷平衡方程10
3.1.3轴承载荷与位移14
3.2摩擦力矩的计算15
3.2.1轴承摩擦力矩产生机理15
3.2.2轴承摩擦力矩的计算17
3.2.3轴承生热量计算19
3.2.4主轴轴承热传递模型20
本文基于精密电主轴-轴承系统结构动、热态特性分析，通过对影响轴承结合部位刚度、轴系刚度特性因素的研究，根据对轴承径向载荷、摩擦力矩、生热及温度场的变化，得到关于转速、预紧力温升对轴承结合部动刚度和轴系刚度的影响规律。
本文以BT30型电主轴为模型，运用inventor建立其三维分析模型，选定了轴承型号为7212c，分别通过数学计算和仿真对轴承的刚度和生热进行了研究，分析了轴承的摩擦力矩、运动、载荷和刚度，研究了热特性和预紧力对轴承刚度的影响，进行了仿真实验，最终得到轴承的最佳预紧力。
In this paper，based on the precision spindle bearing system structural dynamic，static，thermal analysis，through the influence of bearing stiffness，the binding site of shafting stiffness characteristic factors，through the bearing radial load，friction，heat and temperature field change，be about speed，preload to bearing temperature rise of dynamic stiffness and shafting stiffness effect of law.

测量轴瓦预紧力的两种方法比较作者：苏钢集团有限公司炼钢厂钱立新【摘要】文章比较了测量压缩机轴瓦预紧力的两种方法，详细分析了导致测量错误的原因，并提出了正确的测量方法。

?关键词：轴瓦预紧力；测量方法?1 前言?压缩机的轴瓦在安装时要求有一定的预紧力(瓦背过盈)，其主要作用是为了确保瓦背与瓦座有足够的贴紧力，以防止在机组运行时主轴转动和不断振动过程中两者产生相对位移而影响油路畅通，从而损坏轴承、造成机器运行不稳、振动增大甚至造成毁坏转子等重大设备事故。

有些机器的轴瓦制作成可拆卸轴瓦(在维修更换时只需换瓦芯，可降低成本)，对这类轴瓦则还有一次过盈、二次过盈之分，其作用是相同的。

但是不管是一次过盈还是二次过盈都要求在合适的范围内，如果过盈量太小会造成松动，太大则会使轴瓦变形。

?江苏苏钢集团有限公司4500m3／h空分设备，由开封空分集团有限公司设计制造，中国第×冶金建设安装公司承建(以下分别简称开空厂和×冶)，于2002年4月5日调试出氧。

×冶在安装该空分设备配套的H500—6．2／1．0双轴型空气压缩机过程中测量轴瓦的预紧力时，发现二级轴瓦与开空厂在出厂前安装试车时的值有较大的差异。

现介绍如下，供大家参考，以防类似错误。

?2 开空厂原设计安装值?开空厂H500—6．2／1．0型空压机原设计安装值见表1。

?表1 H500型空气压缩机原设计安装值?项目轴径瓦背过盈顶间隙单侧间隙?一、二级轴瓦φ115 0.03~0.05 0.186~0.248 0.093~0.124?三、四级轴瓦φ105 0.03~0.05 0.168~0.218 0.084~0.109?的数值(用压铅方法测)进行了安装装配，试车情况良好。

然后解体包装发用户。

?3 双方测量瓦背过盈的方法与数值?3．1 测量瓦背过盈的方法?如图1示，假如在自由状态下轴瓦顶部A点与瓦盖紧紧贴上后，在瓦盖的上下对口结合面B、 C处有O．05mm的间隙；那么，当B、C处被压紧后瓦盖与轴瓦紧抱，瓦盖与轴瓦就有0．05mm的过盈。

０
表１０． １ 预紧使用的高精度成对双联角接触球轴 承配合的设定值 单位 μ m
轴承公称内径
d （ｍｍ）
超过 到
轴与内圈 目标过盈量
轴承公称外径
D（ｍｍ）
超过 到
轴承座孔 与外圈 目标间隙量
（２） 推力球轴承的预紧 推力球轴承较高速旋转时，球易发生自旋滑 动。 为了避免球自旋滑动， 所需的最小轴向载荷， 采用下式求得的较大值。 C0a n ． ． ． ． ． （ １０．１ ） （ ）２． １００ Nmax C0a ． ． ． ． ． ． （ １０．２ ） Fa min ＝ １０００ Fa min ＝ 式中： Fa min 最小轴向载荷（ N ） ｛kgf｝ C0a 轴向基本额定静载荷（ N ） ｛kgf｝ 轴承转速（ rpm） n Nmax 轴承极限转速（油润滑）（ rpm）
使预紧力发生变化。 在定位预紧的情况下，轴伸缩引起的弹簧 的载荷变化很小，所以，可以不去考虑预紧的 变化。 由此可知，一般定位预紧适用于提高刚度的 目的，定压预紧适用于高速旋转、需要防止轴 向振动、水平轴使用推力轴承等的情况。
图１０． １ 定位预紧举例
１０． ４ 预紧方法与预紧力的选择
（３） 推力调心滚子轴承的预紧 推力调心滚子轴承，在使用中，由于滚子和 外圈滚道面之间滑动会造成咬粘等损伤。为避免 这种滑动，所需的最小轴向载荷 Fa min以下式求 得。 Fa min ＝ C0a ． ． ． ． ． ． （ １０．３ ） １０００
１０． ４． １ 预紧方法的比较
图１０． ６示出了根据预紧方法的刚度比较， 定位预紧和定压预紧的比较如下。 （１） 预紧力相同的情况下，定位预紧的刚度更高， 即定位预紧轴承，载荷引起的位移变化量 小。 （２） 定位预紧，在运转中，由于轴与轴承座的温 差引起的轴向延伸率差、内、外圈温差引起 的径向热膨胀差及载荷而引起的变形等，

调压预紧
用液压力推动轴承某些部位，改变油的压力可调整预紧力大小，和现 代控制技术相结合，可以达到随轴承负荷或转速不同，自动控制预紧力 的大小。
2. 滚动轴承预紧方式的选择：
• 定位预紧一般用于负荷变化不大、转速不是太高、精度一般、温度变化 不大的场合。 • 定压预紧轻负荷以下的滚动轴承，转速很高、旋转精度要求高、中心偏 移要求小、振动要求小、噪音要求低、温度变化大的场合。(若是采用定位预 紧，热膨胀有可能使轴承预紧力过大或轴承咬死。)
500
5,575,215 808,860 273,130 128,980 72,656 45,535 30,627 21,663
1000
3,949,136 572,940 193,470 91,359 51,465 32,254 21,694 15,345
2000
2,555,320 370,730 125,190 59,115 33,301 20,870 14,037 9929
综合一些资料，将滚动轴承的负荷分为四种：重、中、轻、微
重负荷轴承预紧力=额定动载荷/25 中负荷轴承预紧力=额定动载荷/50 轻负荷轴承预紧力=额定动载荷/100 微负荷轴承预紧力=额定动载荷/500
• • • •
重负荷轴承预紧力=额定动载荷/20 中负荷轴承预紧力=额定动载荷/40 轻负荷轴承预紧力=额定动载荷/80 微负荷轴承预紧力=额定动载荷/400
1. Variable preload spindle system
2. Preload for low speed（n〈3000rpm）
Lives of the bearing (h).
Preload (N) 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

角接触球轴承预紧力标准
角接触球轴承预紧力标准是指在安装角接触球轴承时，为了确保轴承能够正常工作并延长其使用寿命，需要对其施加一定的预紧力。

这个预紧力的大小需要根据角接触球轴承的具体参数和工况条件来确定。

一般来说，角接触球轴承的预紧力标准是根据轴承的尺寸、转速、载荷、润滑条件等因素来确定的。

在确定预紧力标准时，需要考虑以下几个因素：
1. 轴承的尺寸：一般来说，较大的轴承需要更大的预紧力来保持其稳定性。

2. 轴承的转速：高转速的轴承需要更小的预紧力，以避免过大的摩擦热量和磨损。

3. 载荷：承受较大载荷的轴承需要更大的预紧力来保持其接触性能和摩擦性能。

4. 润滑条件：良好的润滑条件可以降低轴承的摩擦系数，从而减少预紧力的需求。

在实际应用中，角接触球轴承的预紧力标准需要根据具体的应用条件进行调整。

一般来说，可以通过测量轴承的摩擦系数、计算轴承的接触应力等方法来确定预紧力的大小。

在确定预紧力后，可以使用专业工具将预紧力施加到角接触球轴承上，以确保其正常工作并延长其使用寿命。

1、轴承的定位预紧所谓预紧，就是让轴承的滚动体和轴承的内外圈保持紧密接触，这常常是需要施加一个外力来实现。

以深沟球轴承为例来说明。

图上a所示，如果没有预紧，轴承顶部和轴之间有游隙，当轴受到向下的力时，轴承底部的球受压产生弹性变形，导致轴的理论轴线向下移动较大的距离。

而如果有预紧，也就是如图b所示，因为滚动体事先受到压力（轴向施加的压力），已经产生一定的弹性变形，再施加和图a相同的径向压力时，底部的球也会产生弹性变形，但是变形的量，没有图a所示的那么大。

也就是说有预紧时，轴的理论轴线向下移动的距离减小。

这就是有预紧和没有预紧的区别：有预紧提高了刚性，当然同时也提高了传动精度。

而预紧的核心就在于，通过外部提前施加一个力，使得滚动体和轴承内外圈紧密接触，产生一定弹性变形。

上图的轴承结构来看，从力的传递来说，可以不用内定位套。

例如，当力从轴的右边传递过来时，首先经过右边轴承的内圈，然后传递到其外圈，再从外圈传递到外定位套，再从这个外定位套，传递到左边轴承的外圈，最后从左轴承外圈传递到基座上。

同样的道理，假如有外力作用在轴的左边，力的路径也会像示意图中虚线所示的那样，最终传递到端盖上。

所以，看起来不需要内定位套。

但是如果没有内定位套，轴承的定位预压就没有办法得到控制，造成预压力的过大或过小。

可以想象一下，比较恰当的情况是，内定位套尺寸和外定位套尺寸相同，预紧力F1，通过内定位套产生一定的形变来施加。

如果内定位套的尺寸变长，比较糟糕的情况是，螺母上的力无法施加到球体上，全部被内定位套吸收，不能产生预紧力。

如果内定位套的尺寸变短，比较糟糕的情况是，螺母上的力根本不会传递到内定位套上，全部被外定位套吸收，这个时候就相当于没有内定位套。

2、轴承的定位预紧量控制对于内隔套与外隔套的长度控制，不同厂家所运用的原理有所不同，比如NTN，他们的内外隔圈，做成一样长，但是内外隔圈壁厚，可以不同，或者材料可以不同。

如果内隔圈壁厚小一些，那么可以靠内隔圈的弹性变形，来实现预紧。

图4
影响因素多 , 不易判定 。 ( 2) 使用轴向变形验证预紧力有一定直观性 , 方法简单易行 , 但拐点有时不易确定 。
( 3) 使用隔圈法验证预紧力最直接 , 是真正意
义上的配对轴承实际预紧力 , 效果最好 。
( 下转第 6 页)
・27 ・
《轴承》 2001. №. 4
ζ Φ3 f = tβ f
M2
配对轴承中一个轴承的摩擦力矩 配对轴承中另一个轴承的摩擦力 矩
有一定的关系 , 但影响摩擦力矩的因素很多 , 如轴 承的旋转精度 、 钢球的质量 、 轴承的清洁程度等 。 使得摩擦力矩测量值的波动很大 , 有时达到平均 值的 50 % 左右 。另外测试摩擦力矩的重复性较 差 , 这也给验证配对轴承预紧力带来一定困难 。
承的实际预紧力满足设计要求 。在摩擦力矩值的 计算中 , 摩擦系数可取稍大一些 , 这样可使预紧力 有一定的余量 , 增大配对轴承在实际使用中的安 全系数 。 在实际测试中 , 发现摩擦力矩虽然与预紧力
表1
轴承型号
BS203 BS204 BS205 BS206
dm / mm F ao /N M / N・ mm M′ / N・ mm
plastic Traction Model in the Presence of Lateral Sliding and Spin. Tribology Transactions , 1990 (1) :122～130 5 S. Wu , H. S. Cheng. Empirical Determination of effective lu2 brication Rheological Parameters. Tribology Transactions , 1994 (1) :138～145 6 D. Y. Hua , M. M. Khonsari. Elastohydrodynamic Lubrica2 tion By Powder Slurries. Journal of Tribology , 1996 ( 1 ) :67

轴承的轴向预紧力轴永,“\,,一水利电力施工机槭1993~第2期轳向裁紧.轴承的轴向预紧力(美)IHuseyi13.Filiz&amp;R—Ff『z.轴承预紧可以减少轴承的偏移和增加疲劳寿命,此外预紧还可提高轴承的刚度和增加轴承的摩擦力,因此确定适当的预紧力是提高轴承寿命的关键.用传统方法确定轴承部位的轴向载荷和预紧轴承装置的稳定性是冗长的而且很费时.新的使用近似值的方法只需从现有的轴承样本中查取最少的数据即可.此方法还适用于计算机辅助分析和选择预紧力是在轴承装置固定的同时对其施加的一种内力.轴向预紧力是轴承的内座圈和外座圈相互轴向紧压产生的.此力可减少轴承的偏移,而偏移在低负荷时上升很快并随负荷的增加趋于稳定.轴承预紧的目的是为了使轴承的性能移至曲线的较平坦部分, 从而获得较高的刚度和避免内,外座瞬与滚动件分离.滚柱轴承比滚珠轴承更具有轴向偏移性,但预紧力仍可提高其刚度.通常预紧轴承的装配有串联,背靠背或面对面等组合,见图1.轴承装配位置可相距较远,每个装配位置的轴承数量也可不等的,这取决于要求的刚度以及预紧轴承装置的载荷承受能力.在最一般的布置时,相同的串联轴承组是背靠背地反向安装在轴上的,并施加预紧力.在没有外加载荷的情况下,每个轴承位置承受相同的载荷(预紧力),即F,=F=.当施加外加轴向载荷时,一个轴承位置将受到更大的载荷,而另一轴承位置则将减除部分载荷.由于这个载荷是变换的,因此在每一个轴承位置上的实际载荷是未知f站.图1角接触球轴承的排列(a)背靠背(b)面对面(c)串联的.轴承载荷公式可通过对每个轴承位置的偏移曲线的分析导出.偏移曲线相交在两个轴承位置的预紧力相同的一点上.如果施加一个外力,则F.增加而F:减少.这些载荷间的关系可写成为F.=F一F:.在施加外加载荷的同时,轴承装置将偏移6.偏移量之间的关系为6=6一以=如:一6:.假设轴承的制造完美并且接触角保持不变,那么载荷引起的偏移量为6=CF”.偏移系数C 是随轴承的类型而变,并可按附表列出的公式计算,见表1.同理可得:C(鲁)‟c(金).41‟c(参).c(参)‟一一图2预紧球轴承偏移特性眭丑线表1偏移系数轴承毙型推力璋轴承角接触球轴承C0.0024暑iⅡ5()Z.3D3:一3D一:3锥.—磊器将这些等式代入偏移量关系式,并令r=,得到:Ft=FFz=Fp+ra-r:(鲁).]一r‟(鲁).r合并这些公式则得:每=F1—1~r-”-r-=(F1)r…(F2).r一当和为巳知值时,轴承位置1和2上的力,和Fz即可求得.因此每个部位的轴承轴向力为F/和F/.通常一对轴承预紧力是这样安排的,即在某一部位(在此例中为部位2)的藏荷小于最小的摩擦力矩.因此,若F:/是很小的话,那么外加最大载荷与预紧力的关系可写为:F一…一这个预紧力按最佳状况考虑得出,即轴承系统工作时无间隙存在.如果&lt;,轴向力将由某一部位承受,那么轴零预紧也就没有什么作用.此分析可应用于支承位置数目变化的串联组合或面对面布置.要求解F./可能是很麻烦的,但可通过F/可求出/,即得:每(每)对于角接触球轴承和锥形滚柱轴承,l=1oF./=0,曲线斜率为1/(1+t.-i),并可随/一起增加.az的表迭式为一r._11礓+r一?一其中是系数,与2个F/对/F,关系式一致.的近似值在使用最佳预紧条件下(F.=F和F.=O)得出,合并公式为:●一1+rI-1一(+,:i—严一一(;i=对特殊装配的更为精确的值列于表2.选用轴承时必须考虑轴向刚度,因为它影响被使用设备的总体刚度.轴承类型,数量和滚动体尺寸大小是影响轴承刚度的主要因素.预紧轴承装置的刚度可按下式求得表2较精确的系数值龚l轴承教重每只轴承承受载荷l系数位,1位豪嚣蓑瓣曩-tIl,,,:!l0_ml010—322FI/2IFj/2I..1B5l._.63g633IFI/3F2/310.15510Ⅲ39.…n一6_二置换6和岛得轴向刚度为:K:)F,一而偏移量6=F./K例如,角接触球轴承的预紧力为2222N,初始接触角为4O.,15个钢球的直径均为12.7I‟I1M计算得出的每个部位的轴向载荷和轴承装置的偏移值列于表3中.与用早期的更为冗长的方法得出的值相比,其结果相表3轴向载荷分析比较近世法jT日方强】偏差14662g9415282.512目715l】2.540.0110.43 29T738839065.181********.0801O1I.98 413057￡64487.50I47554447.62—0118I56 56444T58口29.82457338010.16—03363.30 —204414932.4123565151I2.54—0.122480 4177875494050658885.08—0.140256310428.4646B54467.62—0.1562O4当一致.而偏差则来自取F./F.对Ft/F.关系和对口=的近似值的假设.对第一种类型,其偏移的最大偏差为O.336~tm,而第二种类型最大偏差是4.8%,这点误差在大多数工程应用上是允许的.浙江省建筑机械厂施建中译自(美)MACHINEDESIGN1991(8)l78~82奉刊资料组校六盘山引水工程可行性论证评审会召开1993年2月22~25日在宁夏固原县召开了六盘山引水工程可行性论证评审会.来自北京,上海,杭州的1证专家汇同宁夏有关专家和有关人员共6O多人认真听取了{[报,考察了现场.与会代表对目前固原地区由于缺水而长期贫围深有感触,认为必须尽快兴建六盘山引水工程以使周原地区尽早脱贫.方盘山弓f水工程采用高水位引灌自流,引水隧洞洞线采取截弯取直,并引进国外双护盾掘进机及其系统进行施工,能节约大量资金和缩短工期,在工程施工技术上是一敬飞跃工程取水系统采取长滕结瓜方{去也是行之有效的.●(薛)t4墨t。

项。 提出的方法、 公式均较为简单， 容易掌握， 适合现场操作。 关键词： 滚动轴承预紧 中图分类号： "#$%%& %%
$
滚动轴承的预紧
滚动轴承的预紧， 是指轴承在装配好后， 使用某种
方式在轴承内圈或外圈上沿其轴线方向施加一恒定的 力， 并保持这种力使内、 外圈沿轴向产生相对移动， 一 方面可消除轴承内部的游隙， 另一方面又同时可迫使 滚动体和内、 外圈紧密接触， 并在接触处产生一定的变 形。 由于这种变形不是轴承承受载荷产生的， 所以称之 为预变形。 由于预紧力的作用， 滚动体和内、 外圈接触处就产 生弹性变形， 并使接触的面积增大， 参与承受力的滚动 体就增多， 也就有可能在大于 $,(1的范围内滚动体参 与受力， 有时甚至也可能在 %2(1范围内全部滚动体受 力， 这样做， 肯定比少数几个滚动体受力的情况要好， 而且还能多承受负荷。 由上述讨论可知， 预紧后的轴承 工作时， 再承受同样的负荷， 其接触变形肯定比未预紧 轴承的接触变形要小， 因此可以提高轴承的支承刚度， 同时还可以补偿轴承在使用中一定的磨损量。
中负荷轴承预紧力额定动负荷圆锥滚子轴承预紧力的估算重负荷轴承预额定动负荷如果我们要估计一滚动轴承的预紧力大小首先可以根据设备的使用状况大致定出轴承是重负荷中负荷轻负荷微负荷四种负荷状况中的哪一种类型然后再在设计手册上查出该轴承的额定动负荷的数值是多少最后只要将额定动负荷除以一个系数就可以大致确定轴承预紧力的大小了
制造・材料
滚动轴承预紧的意义和预紧力的估算及调整
"
摘
李红光
要 ! 简述了轴承预紧的意义， 提出了在实践中怎样对轴承进行预紧力的估算和实施预紧的方法及应注意的事 估算方法 调整预紧方法 文献标识码： ’ 文章编号： $((( ) *++, - .((* / (+ ) ((*0 ) (* 圆锥滚子轴承来讲， 由于滚动体表面是一条直线， 故受 轴向力作用后， 其载荷 ) 变位关系一般也总是一条直 线， 因此， 对这种轴承来讲， 预紧力起不到增加轴承刚 度的作用。 但是向心球轴承和圆锥滚子轴承因通常情况下均 成对使用， 故在预紧后都可以提高轴承的支承刚度。 圆 锥滚子轴承由于它是锥形结构， 所以圆锥滚子轴承通 常均是成对使用。 这里用附图来作分析， 假定圆锥滚子 轴承用 3 形圈一样的橡胶环来表示， 两对 3 形圈表示 两个圆锥滚子轴承， 并装在同一根轴上， 螺母则为用来 表示施加轴向预紧力的工具。 表示无轴向力负荷和无预紧力的情况 5 这 附图 （ 4） 时 !$ 6 !. 6 "5 就是左右两个截面直径为 " 的 3 形橡 胶圈处于自由状态， 但各处间隙为零。 附图 （ 表示有轴向力负荷但无预紧力， 则： 7） 左侧轴承： !% 6 " ) ! 8 6 " ) # 8 9 $ 右侧轴承： !* 6 " : ! 8 6 " : # 8 9 $ 式中 — 在轴向力作用下， 模拟轴承 3 形橡胶圈 !8 —— 产生的变形 5 ;; — 轴向力， #8 —— < — 模拟轴承 3 形橡胶圈刚度， $ —— < 9 ;; 设由于模拟轴承 3 形橡胶圈受到轴向力的作用， 左边 右边 3 形橡胶圈处产生了间 3 形橡胶圈被压缩了 !8 ， 隙 !8 。 可以看出左侧 3 形橡胶圈承受全部轴向力， 右 侧 3 形橡胶圈不受力。 附图 （ 表示无轴向力负荷， 有预紧力， 由于事先 =） 左、 右3形 拧紧了螺母， 对两个 3 形橡胶圈同时加压， 橡胶圈均产生变形 !> ， 则 右侧轴承： 左侧轴承： !0 6 " ) ! > ； ! 2 6 " ) !> 表示有轴向力负荷， 有预紧力， 则 附图 （ ?） 左侧轴承： !@ 6 " ) ! > ) ! 8 6 " ) ! > ) # 8 9 . $ 右侧轴承： !, 6 " ) ! > : ! 8 6 " ) ! > : # 8 9 . $ 式中 — 拧紧螺母使 3 形橡胶圈产生的预变形 !> —— — 承受轴向力使 3 形橡胶圈产生的变形 !8 —— — 轴向力 #8——

双列角接触球轴承预紧力分析洛阳轴承研究所(河南洛阳　471039)　蒋　蔚　孟庆伟　徐　浩【ABSTRACT 】In order to make fully ensure for utilizing perfor mance of double row angular contact ball bearings ,the pr eload must be applied on them .Because many host machines have the demands of high sensitivity and low friction moment for the kind of bearings ,the preload applied on it must be accu -rate .B y calculating and actual measuring ,these demands may be realized . 双列角接触球轴承可承受双向轴向载荷,具有较高的旋转精度和较大的刚性。

同时,由于其结构紧凑,安装简便,工艺性好而在航天、航空领域的某些特殊场合得到应用。

为使双列角接触球轴承的使用性能得到充分保证,对其施加一定的预紧力是必不可少的。

这与配对使用的角接触球轴承有类似之处,但由于双列角接触球轴承的内圈是双沟的,在设计和制造上有自己的独特性。

同时,主机对此类轴承多有高灵敏度和低摩擦力矩的要求,这就要求对其所施加的预紧力必须准确。

如果实际预紧力小于设计预紧力,则轴承的刚性不能满足要求;如果实际预紧力大于设计预紧力,则又破坏了轴承的高灵敏度性能,故此,对轴承施加的实际预紧力的准确性对于轴承的使用是至关重要的。

现以46 18CTN HVP5轴承(图1)为例进行分析。

图11　凸出量的测量与修研量的计算为使轴承达到一定的预紧力,首先需对轴承的凸出量进行测量。

成对使用的角接触球轴承对每套轴承仅测量一次凸出量,而双列角接触球轴承由于结构原因需进行两次凸出量测量。

(19)中华人民共和国国家知识产权局(12)发明专利申请(10)申请公布号 (43)申请公布日 (21)申请号 202011465843.0(22)申请日 2020.12.14(71)申请人 上海航天电子通讯设备研究所地址 201109 上海市闵行区中春路1777号(72)发明人 孙瑞峰　刘兰波　柴艳红　苏永胜　李勇　胡佳　魏鹏鹏　(74)专利代理机构 上海汉声知识产权代理有限公司 31236代理人 李明珠　胡晶(51)Int.Cl.G01L 5/00(2006.01)G01L 5/24(2006.01)(54)发明名称一种轴承预紧力测量装置及预紧力的测量方法(57)摘要本发明公开了一种轴承预紧力测量装置，包括：压力施加装置、压力检测装置、预紧装置和位移测量装置；预紧装置包括用于固定轴承内圈的轴承固定组件，分别从轴承的两侧作用于轴承外圈的第一弹性组件、第二弹性组件，以向轴承外圈施加压力；其中，一组弹性组件对轴承外圈产生推力以消除轴承游隙，压力施加装置向另一组弹性组件施加压力，使轴承的内外圈之间产生轴向游隙，通过压力检测装置检测施加的压力，位移测量装置检测轴向位移量，从而完成轴承预紧力的测量。

还公开了一种预紧力的测量方法。

相对于现有技术，由于本发明的装置在测量初始阶段消除了轴向游隙的影响，因而预紧力的测量更加精准，精度更高。

权利要求书2页 说明书8页 附图5页CN 112697323 A 2021.04.23C N 112697323A1.一种轴承预紧力测量装置，其特征在于，包括：压力施加装置、压力检测装置、预紧装置和位移测量装置；所述预紧装置包括：支撑机构，轴承固定组件，所述轴承固定组件装配于所述支撑机构，用于固定轴承内圈；弹性预紧组件，包括第一弹性组件、第二弹性组件，所述第一弹性组件、所述第二弹性组件相对设置，所述第一弹性组件、所述第二弹性组件分别从轴承的两侧作用于轴承外圈，用于向轴承外圈施加压力；其中，一组弹性组件对轴承外圈产生推力以消除轴承游隙，所述压力施加装置用于向另一组弹性组件施加压力，使轴承的内外圈之间产生轴向游隙，通过所述压力检测装置检测施加的压力，所述位移测量装置检测轴向位移量，从而完成轴承预紧力的测量。