！量 Ｑ Ｑ＝ Ｚ ＣＮ４１～１１４８／ＴＨ 轴承２０１２年２期 Ｂｅａｒｉｎｇ ２０１２，Ｎｏ．２
变速箱圆柱滚子轴承的设计改进
崔传荣，曹晓辉，李鑫辉，骆桂斌
（瓦房店轴承集团有限责任公司 技术中心，辽宁 瓦房店 １１６３００）
摘要：针对变速箱内第二根轴后端圆柱滚子轴承在使用过程中滚子靠平挡圈外径处的端面磨损严重，造成轴承 抱死的现象，分析了轴承过早失效的原因。通过减少滚子的数量，减小平挡圈与垫圈的高度，加大轴向游隙，并 对轴承的局部进行了优化，有效地解决了此故障。 关键词：圆柱滚子轴承；变速箱；故障；设计改进 中图分类号：ＴＨ１３３．３３ ２ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１０００—３７６２（２０１２）０２—００１２—０２
Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｏｎ Ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ Ｃｙｌｉｎｄｒｉｃａｌ Ｒｏｌｌｅｒ Ｂｅａｒｉｎｇｓ Ｕｓｅｄ ｉｎ Ｇｅａｒｂｏｘ
ＣＵＩ Ｃｈｕａｎ—ｒｏｎｇ，ＣＡＯ Ｘｉａｏ—ｈｕｉ，ＬＩ Ｘｉｎ～ｈｕｉ，ＬＵＯ Ｇｕｉ—ｂｉｎ （Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ Ｃｅｎｔｅｒ，Ｗａｆａｎｇｄｉａｎ Ｂｅａｔｉｎｇ Ｇｒｏｕｐ Ｃｏｒｐ．，Ｗａｆａｎｇｄｉａｎ １ １６３００，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ ｒｏｌｌｅｒｓ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｒｉｃａｌ ｒｏｌｌｅｒ ｂｅａｒｉｎｇｓ ｕｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｅｎｄ ｏｆ ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄ ｓｈａｆｔ ｉｎ ｔｈｅ ｇｅａｒｂｏｘ ａｒｅ ｗｏｒｎ ｓｅｖｅｒｅｌｙ ｄｕｒｉｎｇ ｒｕｎｎｉｎｇ，ｅｓｐｅｃｉａｌｌｙ ｔｈｅ ｅｎｄ ｆａｃｅ ｎｅａｒ ｏｕｔｅｒ ｄｉａｍｅｔｅｒ ｏｆ ｔｈｅ ｐｌａｉｎ ｒｅｔａｉｎｉｎｇ ｒｉｎｇ，ｗｈｉｃｈ ｒｅｓｕｌｔｓ ｉｎ ｂｅａｒｉｎｇｓ ｓｅｉｚ－ ｉｎｇ．Ｔｈｅ ｒｅａｓｏｎｓ ｆｏｒ ｅａｒｌｙ ｆａｉｌｕｒｅ ａｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ；ｉｔ ｉｓ ｆｏｕｎｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｂｅａｒｉｎｇｓ ｎｅｅｄｓ ｔｏ ｂｅ ｉｍｐｒｏｖｅｄ．Ｔｈｅ ｆａｕｌｔ ｉｓ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙ ｓｏｌｖｅｄ ｂｙ ｒｅｄｕｃｉｎｇ ｒｏｌｌｅｒ ｎｕｍｂｅｒｓ，ｔｈｅ ｈｅｉｇｈｔ ｏｆ ｐｌａｉｎ ｒｅｔａｉｎｉｎｇ ｒｉｎｇ ａｎｄ ｇａｓｋｅｔ，ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ａｘｉａｌ ｃｌｅａｒａｎｃｅ ａｎｄ ｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇ ｔｈｅ ｂｅａｒｉｎｇ ｄｅｓｉｇｎ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｃｙｌｉｎｄｒｉｃａｌ ｒｏｌｌｅｒ ｂｅａｒｉｎｇ；ｇｅａｒｂｏｘ；ｆａｕｌｔ；ｄｅｓｉｇｎ ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ
１ 工况条件
重型卡车变速箱内第二根轴后端使用满装圆柱
滚子轴承ＮＵＰ３１２ＥＮＶ／Ｃ３，在变速箱中承受径向和轴
向的联合载荷，所承受的径向力约为３．５～２７．５ ｋＮ，
轴向力约为６．３６～７．０７ ｋＮ，但无大的冲击载荷； 转速为２５０—３ ０００ ｒ／ｒａｉｎ；润滑方式为飞溅润滑。
２故障原因分析
轴承在使用过程中滚子磨损较快，特别是靠 近平挡圈外径处的端面磨损严重（磨出深沟），造
成抱死及烧轴。
根据轴承的失效形式分析其原因有以下几个
方面。
（１）满装滚子结构。在工作时滚子间滚动面 直接接触，且相互问发生滑动，作用力较大，在滚
子接触区不容易形成液体动力润滑油膜，因此，在
收稿日期：２０１１—０８—１２：修回日期：２０１１—０９—１９ 一定条件下，滚子损坏不是由于疲劳失效而是摩
擦或磕伤所致。 （２）平挡圈及与平挡圈相接触用于轴向定位 的垫圈（图１）。平挡圈外径过大，加大了滚子端 面与平挡圈的接触面，不利于润滑油膜的形成，增
加了滚子的磨损，也不利于承载轴向力。而且与 平挡圈相接触的垫圈设计过高且与平挡圈无间隙 的接触，也不利于飞溅润滑的形成，造成温升较
大。同时第二根轴最长，刚性较差，系统制造误差
ｌ一外圈；２一滚子；３一内圈；４一平挡圈；５一垫圈 图１
改进前满装圆柱滚子轴承结构图 崔传荣，等：变速箱圆柱滚子轴承的设计改进
及轴承存在一定的径向游隙，造成轴端将产生一
定的位移量和挠度，导致第二根轴回转中心线与 轴承回转中心线不重合，造成轴承的早期失效。
（３）轴向游隙。在轴承的轴向游隙不能满足 轴的轴向位移的情况下，滚子端面与挡边及平挡
圈之间将失去油膜而变为直接的压力接触，当滚 子高速工作时，极易造成滚子端面的严重磨损。 同时在高速运转的条件下温升较高，内、外圈温差
较大，内、外圈热膨胀量不一样，造成径向游隙减
小，致使轴承卡死。
３ 改进方案
从使用条件分析，该轴承承受的为中等的径 向与轴向联合载荷，转速也不高，由于变速箱是成 型的产品，在仍采用圆柱滚子轴承的前提下，对轴
承内部结构设计进行改进。 （１）改用带方头铆保持架的圆柱滚子轴承
ＮＵＰ３１２ＥＭＮ／Ｃ３（图２）。在转速不高的情况下， 该轴承的保持架使滚子问不再直接接触，润滑条
件得到较大改善，其摩擦因数、极限转速均远优于 满装滚子结构的轴承，降低了轴承的温升和摩擦
力矩，因此该轴承的性能要远优于满装圆柱滚子 轴承。该轴承的最大径向力为Ｆ ＝２７．５ ｋＮ，只占 该轴承额定动载荷（Ｃ ＝１５０ ｋＮ）的１８％，完全满
足要求。改进前、后轴承的性能对比见表１。
ｌ一外圈；２一保持架座；３一保持架盖；４一滚子；５～内圈； ６一平挡圈；７一垫圈 图２改进后轴承结构图 表１性能对比
（２）平挡圈及垫圈的改进。使平挡圈的高度 与内圈挡边高度一致，平挡圈的强度完全满足使
用要求，平挡圈高度的减小，使滚子端面与平挡圈 的接触区域减小（图２），进而降低了滚子端面的 磨损；使垫圈高度与平挡圈高度一致即可，垫圈在
这里只起轴向定位作用，其高度的降低可减小与 平挡圈磨损的机会，其与平挡圈之间要留有一定
的空间，以便于润滑。同时改善内圈、外圈及平挡 圈的形状，使各自与滚子端面相接触的挡边部分
带有１７ 的角度（图２），这样，滚子端面与各挡边 间将以楔形接触（在圆周方向），从而使滚子与挡 边接触区具有较好的接触和润滑条件及较低的运
行温度，可使轴承具有较大的轴向承载能力；另
外，滚子凸度采用对数素线修形设计，滚子端面为 球基面，在给定的载荷作用下可使滚子与滚道之
间的接触应力达到均匀分布。通过优化设计，该 轴承对于由于制造误差而造成轴的挠曲和歪斜及
自身与轴回转中心线的不重合都有很强的适应能 力，提高了承载能力。
（３）适当加大轴承的轴向游隙。为避免由于 轴的轴向移动较大而造成滚子与挡边端面间的不
良接触，轴向游隙可增加０．０５—０．１０ ｍｍ，以使轴 承的润滑条件得到改善，内、外圈热膨胀量变得较
为均匀，轴承旋转灵活性得到提高。
４最大允许轴向载荷的计算
轴承的最大允许轴向载荷主要由滚子和挡边 接触区滑动表面的载荷能力决定，也就是说主要 取决于轴承润滑状况、运行温度及散热条件，其计 算公式为
一 ！！ ‘ ｐ—ｎ（ｄ＋Ｄ） ’ 式中：Ｆ 。为最大允许轴向载荷，ｋＮ；Ｋ 为润滑系
数；Ｃ。 为基本额定静载荷，ｋＮ；ｎ为转速，ｒ／ｒａｉｎ；ｄ 为轴承内径，ｍｍ；Ｄ为轴承外径，ｍｍ；Ｋ２为润滑系
数；Ｆ 为最大径向载荷，ｋＮ。 取Ｋ１＝０．５，Ｃ。 ＝１６６ ｋＮ，ｎ＝２２０ ｒ／ｍｉｎ，ｄ＝ ６０ ｍｍ，Ｄ＝１３０ ｍｍ，Ｋ２＝０．０５，Ｆ ＝２７．５ ｋＮ，计算 得Ｆ ＝１７．８ ｋＮ，此计算值是满装圆柱滚子轴承
的最大允许轴向载荷。 改进设计后，润滑条件得到大大改善，Ｋ．＝１，
：０．１；则Ｆ 。＝３５．６ ｋＮ，轴承的轴向承载能力 可得到大幅提高。
５ 结束语
改进后的轴承经上机和装车试验，完全满足 使用要求，未出现温升过高，轴承抱死的故障，现
已批量供货。 （编辑：温朝杰）
