轴承内圈与轴的配合过盈量分析
基于Solidworks Simulation的轴承过盈配合接触应力分析
基于Solidworks Simulation的轴承过盈配合接触应力分析王斌【摘要】The finite element analysis software Solidworks Simulation was used to analyze the problem of bearing inner race inter-ferencecontact.From the stress nephogram,strain nephogram and displacement nephogram,finding the position ofmaximum stress ,circumferential stress,radial stress and radial displacement.The interference fit analysis can provide the theoretical basis for the design and check calculation of the interference fit of the main shaft of the traction motor,and provide the basis for judging the bearing pressure.%利用有限元Solidworks Simulation软件对球轴承内圈过盈接触问题进行仿真分析，通过求解出应力、应变和位移云图，找出了轴的最大应力、周向应力、径向应力和径向位移。
过盈配合接触应力分析可为牵引电机主轴轴承过盈配合的设计和校核计算提供理论依据，同时为判断轴承压装到位提供依据。
【期刊名称】《技术与市场》【年(卷),期】2017(000)001【总页数】3页(P18-19,23)【关键词】轴承;YQ-365;牵引电机;过盈配合;接触应力【作者】王斌【作者单位】中车株洲电机有限公司，湖南株洲421001【正文语种】中文轴承通常采用过盈配合安装在轴及轴承座上，这种安装方式可以防止由于轴承内径和轴外径之间或是轴承外径和轴承座之间相对运动而产生微动磨损[1]。
轴、轴承座与轴承配合公差
壳体比部分壳体。 " B; O1 Y7 r: n / Y
3
结束语
6 Q9 [9 I# ^) n4 i
总之，影响滚动轴承配合选用的因素很多，在选择配合时，必须各种因素综合考虑，并结合
实际工作的类比法，方可达到最佳的配合状态。 www.3dportal
一般情况下，轴一般标 0～＋0。005 如果是不常拆的话，就是＋0。005～＋0。 01 的过盈配合就可以了，如果要常常的拆装就是过渡配合就可以了。我们还要 考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，所以轴承越大的话，最好是－0。005～0 的间隙配合，最大也不要超过 0。01 的间隙配合
还有一条就是动圈过盈，静圈间隙
类型、尺寸、工作条件、轴与壳体的材料和结构以及工作温度等因素综合考虑。 * P( f5 N3 g: D. o+ X- r+ V5 b. @9 O
(1)套圈是否旋转 三维网技术论坛- Z : ?9 Q# Z6 ?4 P- s: T
当轴承的内圈或外圈工作时为旋转圈，应采用稍紧的配合，其过盈量的大小应使配合面在工
因此，轴承的工作温度较高时，应对选用的配合适
② 旋转精度度的
轴承，为了消除弹性变形和振动的影响，应避免采用有间隙的配合。而对一些精密机床的轻
负荷轴承，为了避免和轴的形状误差对轴承精度的影响，常采用有间隙的配合。一般认为轴
承的旋转速度越高，配合应越紧。
③ 安装和拆卸轴承的条件
thir内圈m6n6p6外圈h7g7k7这是正常内圈旋转的配合外圈旋转时内圈h6k6三维网技术论坛u8外圈m6n6双h配合一般不要采用因为国内加工能力不行孔和轴尺寸和形状达不到要求的话会跑外当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合如k5k6m5m6n6等但过赢量不大
轴与轴承内外圈配合公差
1、内圈旋转的配合：内圈 m6 n6 p6 外圈H7G7K7；2、外圈旋转时：内圈 h6 k6，外圈 M6 N6；2、双H配合一般不要采用因为国内加工能力不行孔和轴尺寸和形状达不到要求的话会跑外圈①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过赢量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不在是间隙而成为过赢配合。
②轴承外径公差带由于公差值不同于一般基准轴，也是一种特殊公差带，大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧，常与H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。
附:一般情况下，轴一般标0～＋0。
005 如果是不常拆的话，就是＋0。
005～＋0。
01的过盈配合就可以了，如果要常常的拆装就是过渡配合就可以了。
我们还要考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，所以轴承越大的话，最好是－0。
005～0的间隙配合，最大也不要超过0。
01的间隙配合还有一条就是动圈过盈，静圈间隙0 前言三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江/ v0 G6 A8 e! ^' |9 L滚动轴承是一种标准化部件，具有摩擦力小、容易起动及更换简便等优点。
我们在日常维修或从事机械设计时，合理、正确选择轴承配合是至关重要的。
P, t1 E9 y3 G! S1 |1 轴承配合的选择方法三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa! x8 A1 {3 w2 S/|正确选择轴承配合，对保证机器正常运转、提高轴承的使用寿命和充分利用轴承的承载能力关系很大。
滚动轴承配合的选择主要是根据轴承套圈承受负荷的性质和大小，并结合轴承的类型、尺寸、工作条件、轴与壳体的材料和结构以及工作温度等因素综合考虑。
轴承与轴配合用什么公差等级最好
轴承与轴配合用什么公差等级最好1）轴承配合一般都是过渡配合，但在有特殊情况下可选过盈配合，但很少。
因为轴承与轴配合是轴承的内圈与轴配合，使用的是基孔制，本来轴承是应该完全对零的，我们在实际使用中也完全可以这样认为，但为了防止轴承内圈与轴的最小极限尺寸配合时产生内圈滚动，伤害轴的表面，所以我们的轴承内圈都有0到几个μ的下偏公差来保证内圈不转动，所以轴承一般选择过渡配合就可以了，即使是选择过渡配合也不能超过3丝的过盈量。
配合精度等级一般就选6级，有的时候也要看材料，还有加工工艺，理论上7级有点偏底了，5级配合的话就要用磨。
我一般选用是：轴承内圈与轴配合轴选k6轴承外圈与孔配合孔选K6或K7 2）轴承与轴的配合公差标准①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过赢量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不在是间隙而成为过赢配合。
②轴承外径公差带由于公差值不同于一般基准轴，也是一种特殊公差带，大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧，常与H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。
附一般情况下，轴一般标0～＋0。
005 如果是不常拆的话，就是＋0。
005～＋0。
01的过盈配合就可以了，如果要常常的拆装就是过渡配合就可以了。
我们还要考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，所以轴承越大的话，最好是－0。
005～0的间隙配合，最大也不要超过0。
01的间隙配合。
还有一条就是动圈过盈，静圈间隙。
配合公差（fit tolerance）是指组成配合的孔、轴公差之和。
它是允许间隙或过盈的变动量。
孔和轴的公差带大小和公差带位置组成了配合公差。
孔和轴配合公差的大小表示孔和轴的配合精度。
孔和轴配合公差带的大小和位置表示孔和轴的配合精度和配合性质。
配合公差的大小＝公差带的大小；配合公差带大小和位置＝配合性质。
基于 ABAQUS的轴承过盈配合接触应力分析
基于ABAQUS的轴承过盈配合接触应力分析*高晓果，孔德龙，赵聪，刘文龙【摘要】摘要:航空发动机主轴轴承内圈一般采用过盈配合的安装形式，通过一定的过盈量防止轴承内圈与轴发生相对转动，并对轴承内圈定位。
建立了基于ABAQUS软件的轴承内圈过盈接触问题的仿真分析方法，使用该方法分析了某型航空发动机低压转子推力球轴承的内圈过盈配合接触应力，分析了该轴承内圈在装配压紧时发生转动的根本原因。
建立的过盈配合接触应力分析方法可为航空发动机主轴轴承过盈配合的设计和校核计算提供理论依据。
【期刊名称】机械研究与应用【年(卷),期】2015(000)002【总页数】3【关键词】关键词:轴承;航空发动机;过盈;接触应力0 引言航空发动机转子系统通过滚动轴承支承到承力机匣上，轴承内圈与转子轴采用过盈配合的安装形式，通过一定的过盈量防止轴承内圈与轴的相对转动，并对轴承内圈进行定位。
从力学角度看，过盈配合是接触问题的一种［1］，属于边界条件高度非线性的复杂问题，配合面呈现出很复杂的接触状态和应力状态。
常用的过盈配合设计是以拉美(Lame)方程为基础，并在俄罗斯学者加道林院士提出的组合圆筒理论基础上进行的。
基于拉美方程和厚壁圆筒原理的传统方法存在着一定的局限性，不能很好的适用于复杂结构的过盈配合设计。
在航空发动机中，主轴轴承过盈量的设计和选取主要是参考成熟型号设计经验，很少对过盈配合的接触问题进行研究，如在某型发动的研制过程中，轴承内圈过盈装配到轴上后，采用压紧螺母进行压紧时，发生了内圈转动的现象，笔者以该工程实例为对象，使用ABAQUS有限元软件，对其过盈配合接触问题进行相应分析，分析了故障原因。
1 轴承内圈与轴的模型笔者选取了在装配时发生转动的轴承内圈与轴的模型，其结构如图1所示，图2为三维模型图。
该轴承为双半内圈角接触球轴承，是某型航空发动机的低压压气机后支点，在工作时承受低压转子轴向力。
该轴承内圈与轴承采用过盈配合的安装形式。
电机主轴与轴承的过盈配合设计
陈晔
（福州泰全工业有限公司，福州 ３５０１１９）
摘要：为确保汽车电动助力转向系统（ＥＰＳ）电机主轴与轴承过盈配合设计合理，通过理论计算对电机主轴和轴 承的公差进行设计，并通过有限元软件 ＡＢＡＱＵＳ对轴承与主轴过盈配合时内圈变形量和压入力进行分析，根据 分析结果对电机主轴公差设计进行适当调整。最后制作极限样品进行 ＤＯＥ验证，样品满足使用要求。 关键词：电机轴承；深沟球轴承；主轴；内圈；过盈配合；有限元分析；ＤＯＥ验证 中图分类号：ＴＨ１３３．３３；ＴＨ１２４ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１０００－３７６２（２０１８）１１－０００１－０４
·２·
《轴承》２０１８．№．１１
主轴材料为 ４５＃钢，弹性模量为 ２０６ＧＰａ，泊松 比为 ０．３。轴承内圈材料为轴承钢 ＧＣｒ１５，弹性模
ｄ２ｉ＝ｄ２＋ＫｄＤｗ －ＢＡ，
（２）
量为 ２４５ＧＰａ，泊松比为 ０．３。
式中：ｄ２为内圈挡边直径；Ｋｄ 为内圈挡边直径系
２ 主轴与轴承的过盈配合量对轴承 径向游隙的影响
{ [ ] [ ] } Ｇｓｉ
＝ ［１－（ｄ／ｄ２ｉ）２］
Ｅｉ Ｅｓ
２Ｉｓｉ（ｄ／ｄ２ｉ）
１＋（ｄｓ／ｄ）２ １－（ｄｓ／ｄ）２
－νｓ
＋
１＋（ｄｓ／ｄ）２ １－（ｄｓ／ｄ）２
＋νｉ
，
（３）
式中：ｄ为轴承内径；Ｅｉ为内圈材料弹性模量；Ｅｓ ４ 基于 ＡＢＡＱＵＳ的仿真ห้องสมุดไป่ตู้析
轴与轴承内外圈配合公差
内圈 m6 n6 p6 外圈H7 G7 K7这是正常内圈旋转的配合外圈旋转时内圈 h6 k6外圈 M6 N6双H配合一般不要采用因为国内加工能力不行孔和轴尺寸和形状达不到要求的话会跑外圈①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过赢量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不在是间隙而成为过赢配合。
②轴承外径公差带由于公差值不同于一般基准轴，也是一种特殊公差带，大多情况下，外圈安装在外壳孔中是固定的，有些轴承部件结构要求又需要调整，其配合不宜太紧，常与H6、H7、J6、J7、Js6、Js7等配合。
附:一般情况下，轴一般标0～＋如果是不常拆的话，就是＋～＋的过盈配合就可以了，如果要常常的拆装就是过渡配合就可以了。
我们还要考虑到轴材料本身在转动时候的热胀，所以轴承越大的话，最好是－～0的间隙配合，最大也不要超过的间隙配合还有一条就是动圈过盈，静圈间隙0 前言滚动轴承是一种标准化部件，具有摩擦力小、容易起动及更换简便等优点。
我们在日常维修或从事机械设计时，合理、正确选择轴承配合是至关重要的。
轴承配合的选择方法正确选择轴承配合，对保证机器正常运转、提高轴承的使用寿命和充分利用轴承的承载能力关系很大。
滚动轴承配合的选择主要是根据轴承套圈承受负荷的性质和大小，并结合轴承的类型、尺寸、工作条件、轴与壳体的材料和结构以及工作温度等因素综合考虑。
(1)套圈是否旋转当轴承的内圈或外圈工作时为旋转圈，应采用稍紧的配合，其过盈量的大小应使配合面在工作负荷下不发生“爬行”，因为一旦发生爬行，配合表面就要磨损，产生滑动，套圈转速越高，磨损越严重。
轴承工作时，若其内圈或外圈为不旋转套圈，为了拆装和调整方便，宜选用较松的配合。
由于不同的工作温升，将使轴颈或外壳孔在纵向产生不同的伸长量。
因此在选择配合时，以达到轴承沿轴向可以自由移动、消除支撑内部应力为原则。
高速旋转主轴轴承配合过盈量的影响因素分析
’
：
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。。
案 — ＋ ÷＿ 一 ： １ 警一 —— 孵Ｔ＿ ＝ ｃ４ 斗 ，
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式 （４）为 二 阶 微 分 方 程 ，两 次 积 分 后 得 ：
则 在 主 轴 运 转 时 内 圈 与 主 轴 的 实 际 过 盈 量 △ 为 ：
＝ ｃ一 ＋ ÷』
一 一
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Ａ）ｚ
＋ 击一
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… ）
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一 一
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（１
— ２Ａ ）
（…６）
以 上 各 式 中 为 轴 承 角 速 度 （ｒａｄ／ｓ）；ｇ 为 重 力 加
收 稿 日期 ：２叭 ０年 ６月
关 联 性 ，研 究 在 它 们 的 共 同 作 用 下 轴 承 与 主 轴 配 合 的 实 际 过 盈 量 。
１ 温 度 、配 合 及 离 心 力 对 轴 承 系 统应 力应 变 的 影 响
高 速 旋 转 的 主 轴 ，一 方 面 使 轴 承 内 圈 和 轴 因 离 心 力 作 用 而 膨 胀 ，另 一 方 面 滚 动 体 与 内 、外 圈 摩 擦 发 热 而 使 轴 承 和 轴 颈 、轴 承 座 发 生 热 位 移 ，从 而 导 致 内 圈 与 主 轴 、外 圈 与 轴 承 座 之 间 的 配 合 发 生 变 化 。 为 便 于 研 究 ， 假 定 轴 承 、轴 颈 及 轴 承 座 材 料 的 弹 性 模 量 、泊 松 比 及 密 度 分 别 相 同 ，图 １为 向 心 推 力 轴 承 装 配 示 意 图 。
轴承 稳 定 运转 时 内 圈与 主 轴 实 际过 盈 量 的计 算公 式 。
关键 词 ：主轴 轴 承 过盈 量 离 心 力 温 度
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。
—
—
在机 械 系 统 中 ， 承 内 圈与 轴 一 般 采 取过 盈 轴 配合 ， 该过 盈 配合影 响着 轴 承 的工作 游 隙 ， 而 问 进
接 影 响 着 轴 承 的 工 作 性 能 ， 此 ， 承 内 圈 和 轴 的 因 轴
过盈 量是 否恰 当 ， 显得 尤 为重 要 。 对轴 承 内圈和 现 轴 的配合过 盈量进 行探 讨分 析 。
图 １ 内圈 与 轴过 盈 配 合后 内 圈受 到 的 周 向 张 力 示 意 图
内圈 的 １４圆上受 到 的径 向张 力在 Ｙ轴 方 向 ／ 的分 量之 和为
＇ｄ２Ｂ６１ ｒ ｒ
＝ ～
１ 有关参数 的计 算
轴承 内圈与 轴过 盈 配合 的过 盈量 较 小 ， 因此 ，
收 稿 日期 ：０ １一ｏ ２１ ５—３ ； 回 日期 ： １ １修 ２ ｌ一０ ０ ７—１ ６
（） ９
ｄ Ｅ （ ｌ ２ ２ ２ ｄ —ｄ ）
ｎ 等分 ， １ 角度 为 ＇ （ｎ ， 份 角平 分线 与 Ｙ 每 份 ｒ ２ ）第 ｒ ／
轴 的夹角 为 （ 一 ）× ＂ 第 ｉ 角度单 元 内圈受 ｉ Ｔ， 份
ｎ Ｚｎ
轴 的弹性模 量 ， ａ ＭＰ
卜
装配 后 内圈受 到的周 向张力 ， Ｎ
Ｆ—— 轴与 内圈过盈 配合 产生 的静摩 擦力 ， １ Ｎ
（） ７ （） ８
轴 与 内圈过 盈装 配后 ， 内圈滚 道 必 然胀 大 ， 从
毗 壶＝
则 由（ ）和 （ ）式得 ７ ８
Ｅ （ ２一ｄ １ｄ ）
ｄ 一 ２ｄ１ ｌ Ｈ
，
。
而影 响 轴承 的游 隙 ， 了保 证轴 承 的 正 常工 作 ， 为 选
择轴 承 游隙 时 必 须 考 虑 过 盈 装 配 对 游 隙 的 影 响 。 对一 些 内圈壁 厚 变 化 较 大 的 轴 承 ， 圈滚 道 胀 大 内
扣 ｄ＂ （ 力 ， 降 低 轴 的 弯 曲和 扭 转 疲 劳 强 度 。同时 ，内 ＯＴ ５ 显著 Ｉ 。 ）
圈产 生 大 的 张 力 与其 高 速 旋 转 产 生 的 离 心 力 叠
加 ， 导致 断 裂 ； 且 ， 力 也 使 内圈 滚 道 产 生 拉 易 而 该
＝ ＝
内圈作 用在轴 上 的压 力 ， Ｎ 装 配后轴 的表 面压应 力 ， ａ ＭＰ 装 配后 内圈受 到 的周 向张 应力 ， ａ ＭＰ
２ … ，。 ， ｎ
（） ３
—
—
￡ —— 过盈 装 配后 内圈滚 道周 向胀大 量 ， ｍｍ 肛一
Ｐ ＿
，— —
—
—
一
—
—
内圈与 轴之 间的摩擦 系数
（ ） 中 为高 阶无 穷小 ， ５ 式 可忽 略不计 ， 则
Ｆ ＝
应力 ， 降低 了 内圈 的疲 劳 强 度 。 因此 ， 保 证 Ｆ 在 ＞
，
并有 一定 的安 全 系 数 下 ， 盈 量 应 越 低 越 好 。 过
ｄＢ ２ｄ ２ Ｅ （ １一ｄ ） ２
２ｄ１ 。
（） ６
摘要 ： 推导 了反映轴承内圈与轴配合尺 寸与两者相互作用力之 间关系 以及两者 配合后 内圈滚道 胀大量 的理论 公式 ， 基于这些 公式 可以对 内圈和轴过盈配合后过盈量的优化 、 内圈滚道胀大量 的计算及轴 承和轴 的性 能进行
分析 。 关键 词 ： 动轴 承 ； ； 盈 配 合 ； 圈滚 道 胀 大 量 滚 轴 过 内 中 图分 类 号 ：Ｈ１３ ３ Ｔ ３ ．３ 文 献标 志 码 ： Ｂ 文 章 编 号 ：００— ７ ２ ２ １ ）０— ０２— ２ １０ ３ ６ （０ １ １ ０ １ ０
！
二 Ｚ
轴承
２ １年 １期 ０１ ０
ＣＮ ４１—１ ４ ／ Ｈ Ｂ ａ ｉｇ ２ １ Ｎｏ １ １８ Ｔ ｅ ｒ ０１ ， ． ０ ｎ
轴 承 内圈与轴 的 配合 过 盈 量 分析
尤 绍 军 ， 晶 张
（ 房 店 轴 承 集 团有 限 责任 公 司 ， 宁 瓦 房店 １６ ０ ） 瓦 辽 １３０
Ｄ 艿 —— — 一 。 ｌ 。： —— — ——
Ⅱ １
ｄ— — 装 配前轴 的直径 ， ． ｍｍ ｄ— — 装 配后轴 的实 际直径 ， ｍ ： ｍ Ｅ — — 内圈 的弹性 模 量 ， ａ ． ＭＰ
— —
（） ｚ ２
内圈受 到的周 向张力 如 图 １ 所示 。 １４内圈 将 ／
Ｆ —— 轴带 动 内圈旋转 的摩擦 力 ， ： Ｎ
— —
到的 张力在 轴方 向 的分力 为 Ｆ ；＝ａ ２ ６ｓ Ｓ －－ ） ／ ４ ） ｉ＝１ ｒ 日 。 ｎ［ － ２ 一 ｄ ｉ （’ ］ （ｎ ； ，
， ・ Ｚ ｎ
装 配前 内圈壁 厚 ， ｍｍ 装配 后 内圈壁厚 ， ｍｍ 轴带 动 内圈转 动的力 矩 ， ・ ｍ Ｎ ｍ
ｓ ［ ｉ （ｉ ｎ
一
１） ×
詈。 ］
（ ４ ）
尤绍军 ， ： 等 轴承 内圈与轴 的配合过盈量分析
・ ３・ ｌ
设 ０ ： ｉｎ 则 ｄ ／ ， Ｏ＝ １ ｎ ／，
过 大 的压 应 力 ， 而 在 接 必 从 触 区与 非接 触 区之 间的 过 渡 区域 产 生极 大 的拉 应
利用 上 述公 式 及 此 处 的 约 束 条 件 ， 以对 内 圈 与 可 轴 的过盈 量进 行优 化 。 ２ ２ 内圈滚道 胀大 量计 算 ．
装 配后 内圈受 到 的周 向张应 力 ６ 为
６ ＝ ２
Ｅ （ 一ｄ Ｅ１ｄ 。ｄ ） （ ２一ｄ ）
ｄ — ｄ ’
符 号说 明
— —
文 中的计算 仅考 虑 弹性 变 形 。
由于 内圈与 轴为过 盈 配合 ， 因此
ｄ ２＝ｄ 。 （） １
轴与 内圈接触 区宽度 ， ｍｍ
ｄ —— 装 配前 轴承 内径 ， ｍｍ
ｄ— — 装配后 轴承 实 际内径 ， ｍ ｍ
内圈在轴 的表 面产 生 的压应力 艿 为 ．