第三节 滚动轴承的设计 摩托车发动机连杆大小头轴承，曲轴主轴轴经常选用滚动轴承。一方面是由于发动机总 体结构设计上的需要，另一方面是由于滚动轴承摩擦损失小，机械效率高，起动性能好，工 作可靠，使用寿命长，同时轴承的润滑也比较方便。但是，滚动轴承价格比滑动轴承贵，轴 承与连杆或曲轴装配技术较高，维修与更换不便，噪声大。 滚动轴承设计步骤一般为： 1.选择轴承类型。 2.确定辆承径向间隙及配合。 3.确定轴向紧固方式及润滑方式。 4.验算轴承寿命。 作用在轴承上的负荷，是选用轴承类型的主要因素。连杆的小头轴承经常选用带保持架 的滚针轴承，保持架可以用青铜制造，也可以用轴承钢制造。连杆大头轴承可以选用带保持 架的滚针的轴承，也可以选用滚柱轴承。保持架多用轴承钢制造。曲轴的主轴承多选用单列 向心球轴承。 发动机正常工作时，滚动轴承的经向游隙取决于轴承尺寸，原始经向游隙，轴承内外圈 配合过盈度以及轴承的工作温度。滚动轴承的理论工作游隙只需大于零即可，但要使滚动体 与滚道之间形成油膜，须给予一定的间隙。对于单列向心球轴承的经向游隙见表 13—3。表 中数值是指轴承在安装前自由状态下的游隙，称为原始游隙，用C0 表示。轴承在安装后，由 于内外套圈的配合公差，将使原始游隙减小，这时的游隙称为配合游隙，用Cp 表示。轴承在 工作时，由于负荷的作用以及内外套圈温差的影响，将使游隙进一步发生变化，工作时轴承 的实际游隙称为工作游隙，用C 表示。通常C C C 。 g 0 g p 配合游隙可根据原始游隙与配合尺寸近似算出： 内圈与轴过盈配合时： C C 0.65 配合的名义过盈量。 p o 外圈与曲轴箱过盈配合时： C C 0.55 配合的名义过盈量。 p o 轴承工作时由于内外圈温差使经向游隙变化之值可按下式计算：  t R (毫米) t i d 0.09(D d ) Ri  (毫米)  式中：—— 淬火钢受热时的线 ； t ——轴承工作时内外圈的温差，t = 内圈温度t 1 一外圈温度t 2 ( ℃) ，一般情况 温度较外圈温度高5~10 ℃； d 、D——轴承内外径尺寸(毫米) ，； R i ——轴承内圈滚动槽沟底半径(对轴承中心线)(毫米) 。 连杆大小头轴承及曲轴主轴承轴承经向游隙值推荐选用辅助组(2) 以及基本组(0). 选用轴承配合时应考虑负荷的性质及大小，轴承的工作温度，原始游隙的大小，材 料以及轴承轴向游动的要求。通常，若承受的带冲击性的周期性负荷较大，配合则较 紧。工作温度高时，外圈配合应较松，内圈配合应较紧。原始径向游隙小时，可取较 松的配合。原始向游隙大时，可取较紧的配合。摩托车发动机曲轴箱多为铝合金材料 制造，配合的选择应比材料为铸铁时为紧。轴向定位的轴承比轴向可移动的轴承配合 紧，轴承内圈与轴的配合可选用n6 、m6 ，轴承外圈与轴承座的配合可选用M7 、K7 。 表13--3 单列向心球轴承的经向游隙( ) 轴承公称内经 辅助组 基本组 辅 助 组 测量时所加 d (2) (0) (3) (4) 的经向负荷 (毫 米) 最大 最大 最小 最大 最小 最大 最小 最大 (N) 10—18 5 14 8 22 16 30 23 38 18—24 5 15 10 24 18 33 25 41 50 24—30 5 16 10 24 18 33 28 46 30—40 5 16 12 26 21 39 33 51 40～50 5 16 12 29 24 42 35 56 100 50—65 8 20 13 33 28 48 43 66 配合的过盈度可以通过理论计算，求出合适的过盈量数值，作为选择配合的理论根据。 保证工作状态下轴承内暖不发生松动现象的配合最小过盈量 取决于： min 1)轴承的内圈压配到轴颈上时，表面微观不平度压平，引起的过盈量减小值 。 k 2)轴承工作时，由于温升、热膨胀引起的过盈量减小值 。 t 3)经向负荷作用下，由于内圈弹性变形引起的过盈量减少值 。 R 因此，最小过盈量的计算公式为：   ( ) min k t R 滚动轴承寿命计算是滚动轴承设计的重要问题。 滚动轴承的寿命是一个轴承中任一滚动体或任一滚道出现疲劳剥落前的总转数，或者在 一定转速下的工作小时数。 滚动轴承的额定寿命L 是指一批相同轴承的额定寿命，是指其中90 ％的轴承在疲劳剥落 前能够达到或超过的总转数，或在一定转速下的工作小时数。 滚动轴承的额定动负荷C 是指额定寿命为100 万转时轴承所能承受的负荷。对向心轴承 是指纯经向负荷：对推力轴承是指中心推力负荷，对向心推力轴承是指使套圈产生纯经向位 移的负荷的经向分量。 向心轴承和向心推力轴承，，往往同时承受经向负荷和轴向负荷，在计算中必须换算成当 量动负荷Po 当量动负荷是一假定负荷，在此负荷作用下轴承的寿命和实际负荷条件下的寿命 相同。对向心轴承当量动负荷是一假定经向负荷，对推力轴承，当量动负荷是一假定轴向负 荷。 轴承的额定静负荷 C 。为一静止负荷。在此负荷作用下，受负荷最大的滚动体和套圈滚 道接触处，滚动体和套圈滚道的永久变形量之和为滚动体直径的万分之一。对向心轴承额定 静负荷是指静止径向负荷，推力轴承是指静止中心推力负荷。 当量静负荷P 是一假定的静止负荷.在此负荷作用下，承受最大负荷的滚动体和套圈滚 道接触处的总的永久变形量和实际负荷条件下产生的总的永久变形量相同。对向心轴承当量 静负荷系指假定的静止径向负荷，对推力轴承系指假定的静止中心推力负荷。   C 寿命计算公式为： L   （13-30） P M   6 式中：L——额定寿命(10 转) ； C——额定动负荷，由轴承尺寸表中查出，(公斤) ； PM——轴承的平均当量负荷(公斤) ； ε——寿命指数。 对球轴承： 对滚子轴承：  一般性计算可取。 在实际计算中一般用工作小时数表示轴承的额定寿命，这时上述公式可改写为：  6   10 C Ln   （13-31） 60n P M   式中：L ——额定寿命(小时) ； h n——作转速(转／分) 。 为了简化计算，引入下列几个系数： 速度系数： 1 33  3 f n n 寿命系数： L n f n  500 负荷系数fF 以及温度系数fT 。 引入四个系数后，得到寿命计算的一般表达式为： f h f F C P M f n f T 负荷系数f 取1.2～1.8。负荷冲击性大取大值，反之取小值。 F 系数fh ，fn ，fT 分别见表13—4，表13—5，表13—6。 表13—4 寿命系数f h Lh fh Lh fh Lh fh (小时) 球轴承 滚子轴承 (小时) 球轴承 滚子轴承 (小时) 球轴承 滚子轴承 500 1.000 1.00 1000 1.26 1.23 4500 2.08 1.935 540 1.025 1.025 1250 1.36 1.315 5000 2.15 2.OO 600 1.065 1.055 1500 1.445 1.39 5400 2.21 2.04 640 1.085 1.075 1750 1.52 1.445 6000 2.29 2.11 700 1.12 1.105 2000 1.59 1.515 6400 2.34 2.1S 740 1.14 1.125 2500 1.71 1.62 7000 2.41 2.21 800 1.17 1.15 3000 1.815 1.71 8000 2.52 2.30 840 1.19 1.17 5500 1.9l 1.795 9000 2.62 2.38 900 1.215 1.19 4000 2.0 1.865 10000 2.71 2.46 940 1.236 1.21 表 13—5 速度系数 fn Lh fh Lh fh Lh fh (小 ) ( ) (小时) 时 球轴承 滚子轴承 小时 球轴承 滚子轴承 球轴承 滚子轴承 4500 O ．195 0 ．23 6400 0 ．173 0 ．207 8400 O ．158 0 ．19 5000 O ．188 O ．222 7000 0 ．168 0 ．201 9000 0 ．155 0 ．187 5400 O ．183 O ．217 7400 0 ．165 0 ．198 9400 0 ．153 O ．187 6000‘ O 。177 O ．211 8000 0 ．161 O ．193 10000 0 ．149 O ．181 13—6 温 度系数 fT 轴承工作温度℃ 12S 150 175 200 225 250 fT O.95 0.90 D.85 O.80 O.75 D.70 最高转速工况的当量负荷Pm 由可以按下式计算: k  p i  P i 1 （13-32） m 360 式中：p —— 由动力计算所得的对应曲轴转角处的轴承负荷; i K——一个循环内按一定曲轴转角所分成的区段数; —— 四冲程发动机=2 ， 二冲程发动机=l。 在计算连杆小头轴承寿命时，由于轴承的运动状态是摆动，因此，用每分钟的

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