李國勝，胡林林，王坤

(1.人本集團(tuán)有限公司 技術(shù)中心，上海 201411；2.溫州人本汽車軸承股份有限公司，浙江 溫州 325025)

薄壁軸承內(nèi)、外圈的內(nèi)徑或外徑尺寸較大，壁很薄，其橫截面徑向尺寸小于2倍滾動體直徑和1/4內(nèi)徑[1]。極小的軸承截面實(shí)現(xiàn)了產(chǎn)品的輕量化，更利于其在有限空間中的使用。617，618，619系列深溝球軸承都屬于薄壁軸承。

1 軸承設(shè)計(jì)及保持架存在的問題

61706-2RZ薄壁深溝球軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要應(yīng)用在一些輕量化設(shè)備中，如精密儀器儀表設(shè)備、汽車輔助裝置等，在常溫下工作，承受的載荷小，轉(zhuǎn)速低，但靜音及摩擦力矩性能要求較高。

圖1 61706-2RZ軸承

1.1 軸承主參數(shù)設(shè)計(jì)

61706-2RZ軸承外形尺寸為: 內(nèi)徑d=30 mm，外徑D=37 mm，內(nèi)、外圈寬度B=C=4 mm。參照文獻(xiàn)[2],軸承有關(guān)主參數(shù)設(shè)計(jì)如下。

(1)鋼球直徑Dw。

Kwmin(D-d)≤Dw≤Kwmax(D-d)，

式中：系數(shù)Kw的取值見文獻(xiàn)[2]表1。選取接近計(jì)算值的標(biāo)準(zhǔn)鋼球直徑，得Dw=1.588 mm。

(2)球組節(jié)圓直徑Dpw。

0.5(d+D)≤Dpw≤0.51(d+D)，

此處取Dpw=33.5 mm。

(3)鋼球數(shù)Z。

選取填球角ψ=186°(從額定動載荷與剛度優(yōu)化、裝配分球時(shí)外圈產(chǎn)生的最大變形量及易裝配原則考慮)，Z取小于計(jì)算值的整數(shù),則Z=35。

(4)溝道直徑。

F=Dpw-Dw-0.5(Grmin+Grmax)，

E=Dpw+Dw，

式中：F,E分別為內(nèi)、外溝道直徑；Grmin，Grmax分別為最小、最大徑向游隙。取C0組游隙，則F=31.9 mm，E=35.088 mm。

(5)擋邊直徑。

d2=F+kd2Dw，

D2=E-kd1Dw，

式中：d2，D2分別為內(nèi)、外圈擋邊直徑；kd為系數(shù)，由文獻(xiàn)[2]表7得到。則d2=32.20 mm，D2=34.69 mm。

1.2 保持架設(shè)計(jì)

由于軸承內(nèi)部空間有限，鋼球直徑較小，數(shù)量較多，保持架中心徑相對較大，保持架一般選用沖壓冠形結(jié)構(gòu)[3]，如圖2所示。保持架材料一般為1Cr18Ni9, 1Cr18Ni9Ti, 3Cr13不銹鋼。

圖2 沖壓冠形保持架

保持架的部分參數(shù)基于文獻(xiàn)[3]求得。

(1)板材厚度S。

S=(0.1～0.15)Dw，

最終采用最接近計(jì)算值的標(biāo)準(zhǔn)厚度，取S=0.2 mm。

(2)保持架公稱底徑dc3。

dc3=d2+ε，

式中：ε為引導(dǎo)間隙，考慮保持架易變形，此處取ε=0.4 mm，則dc3=32.60 mm。

(3)保持架公稱外徑Dc。

Dc=Dcp+2S，

式中：Dcp為保持架兜孔中心圓公稱直徑，Dcp=Dpw，板厚S=0.2 mm，則Dc=33.9 mm。

(4)保持架兜孔公稱直徑dc4。

dc4=1.04Dw=1.65 mm。

(5)保持架兜孔中心公稱高度K1。

K1=0.5dc4+S+C1，

式中：C1為系數(shù)，C1≥0.1，此處取C1=0.175。則K1=1.2 mm。

(6)保持架公稱寬度Bc。

Bc=K1+(0.65～0.8)Dw，

一般對于閉式軸承，Bc≤2K1，則Bc=2.2 mm。

(7)保持架鎖口寬度Sk。

Sk=f3Dw，

式中：f3為系數(shù)，由文獻(xiàn)[3]表12得f3=0.85，則Sk=1.35 mm。

(8)保持架兜孔中心圓直徑上的兜孔等分弦長C0。

C0=Dpwsin(180°/Z)，

則C0=3.003 mm。

(9)保持架冠頂內(nèi)圓倒角半徑r1=0.1～0.3 mm，此處取r1=0.1 mm。

1.3保持架存在的問題

常規(guī)系列深溝球軸承鋼制保持架有足夠強(qiáng)度，不會給軸承裝配帶來太大困難，且閉式軸承內(nèi)部空間較大，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不會引起保持架與密封件軸向接觸。而薄壁軸承內(nèi)部空間有限，按上述方法設(shè)計(jì)的61706-2RZ軸承保持架存在如下問題：

(1)保持架板厚較薄，相鄰兩兜孔間的間距較小，軸承組裝時(shí)保持架易變形，且其內(nèi)、外徑變動量較大，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)極易出現(xiàn)保持架與套圈的碰擦。

(2)保持架和密封件軸向間距有限，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)兩者容易發(fā)生碰撞和摩擦，成品旋轉(zhuǎn)靈活性檢驗(yàn)時(shí)影響手感和噪聲，合格率較低，嚴(yán)重影響生產(chǎn)效率。

2 改進(jìn)措施

針對上述問題，考慮該產(chǎn)品用在中高級轎車的多媒體中心系統(tǒng)，承受載荷小，對保持架進(jìn)行如下改進(jìn)。其改進(jìn)前、后參數(shù)對比見表1。

表1 保持架參數(shù)對比

改進(jìn)后的保持架具有以下優(yōu)點(diǎn)：

(1)Dcp>Dpw，裝配時(shí)保持架鎖口通過鋼球組自動定心，有效控制了保持架的壓裝變形;

(2)保持架鋼板加厚，相鄰兩兜孔間的間距增大，適度調(diào)整引導(dǎo)間隙，均不同程度提高了保持架的強(qiáng)度，減小了變形;

(3)保持架和密封圈改進(jìn)后，有效保證了兩者間的軸向距離，避免了碰撞摩擦。

隨機(jī)抽取12套改進(jìn)后的成品軸承進(jìn)行啟動摩擦力矩檢測(要求低于2.0 N·mm)，結(jié)果如圖3所示。由圖3可知，合格率大幅提高。

圖3 軸承啟動摩擦力矩測試結(jié)果

3 結(jié)束語

61706-2RZ軸承保持架經(jīng)改進(jìn)后，有效保證了各零件間的空間，裝配時(shí)能夠順利壓入內(nèi)、外圈之間，解決了改進(jìn)前出現(xiàn)的問題，成品軸承合格率較高。