CN108779796A - 具有滚子端部与凸缘的增强接触的滚子轴承 - Google Patents

Abstract

滚子轴承（10）限定轴承轴线（34）和取向成与所述轴承轴线平行的径向平面（52）。所述滚子轴承（10）包括内圈（42），所述内圈包括内滚道（44）和从所述内滚道延伸的内凸缘（46）。所述内凸缘（46）包括内引导表面（48）。所述滚子轴承（10）还包括围绕所述轴承轴线（34）与所述内滚道（44）滚动接合的多个滚子（22）。每个滚子（22）包括第一端部表面（24a），所述第一端部表面在所述多个滚子（22）相对所述内圈（42）移动时与所述内凸缘（46）的所述内引导表面（48）接合。每个滚子（22）的所述第一端部表面（24a）限定曲率，使得在垂直于所述径向平面（52）的平面中的第一有效主曲率半径（Rx）与在所述径向平面（52）中的第二主曲率半径（Ry）的比不小于3.0。

Description

具有滚子端部与凸缘的增强接触的滚子轴承

相关申请

本申请要求2016年7月19日提交的美国临时专利申请号62/363898的利益，在此通过援引将该申请的全部内容并入本文。

背景技术

在锥形滚子轴承中和在圆柱滚子轴承中通常见到滚子端部与轴承座圈凸缘之间的接合。该接触用于引导滚子并承受轴向载荷。接触的条件由凸缘和滚子端部几何形状确定，该几何形状转而影响轴承的轴向载荷承载能力以及凸缘扭矩和在滚子和凸缘的表面处的磨损速率。

对于锥形滚子轴承而言，滚子端部的接触部分经常被机加工成球面形状。球面滚子端部也被用于圆柱滚子轴承中（如美国专利号6530693中所公开的）。这导致内滚道凸缘与滚子端部之间的接触椭圆，该接触椭圆的长轴线设置成沿所述轴承的径向方向。当接触载荷增大时，所述接触椭圆可以被所述轴承凸缘的底切或外直径截断。为了减小截断滚子端部与凸缘之间的接触面积的风险并由此减小边缘负载，圆柱滚子端部经常被机加工成圆环面（如美国专利申请公布号2003/0091255中所公开的）以产生椭圆，该椭圆的长轴线位于沿着周向方向。

发明内容

本发明大体涉及滚子轴承，并且涉及具有滚子端部与凸缘的增强接触的滚子轴承。该增强接触提供滚子端部与轴承凸缘之间的最佳接触面积，对给定的表面抛光和预期的操作条件来讲，该最佳接触面积导致减小的轴承挡边扭矩。

在一方面，滚子轴承限定轴承轴线和取向成与所述轴承轴线平行的径向平面。所述滚子轴承包括具有内滚道和从所述内滚道延伸的内凸缘的内圈。所述内凸缘包括内引导表面。滚子轴承还包括围绕所述轴承轴线与所述内滚道滚动接合的多个滚子。每个滚子包括第一端部表面，所述第一端部表面在所述多个滚子相对所述内圈移动时与所述内凸缘的所述内引导表面接合。每个滚子的所述第一端部表面限定曲率，使得在垂直于所述径向平面的平面中的第一有效主曲率半径与在所述径向平面中的第二主曲率半径的比不小于3.0。

通过对详细的描述和附图的考虑，本发明的其他方面将变得明显。

附图说明

图1是根据本发明的实施例的滚子轴承的透视图，该滚子轴承包括外圈、内圈和滚动元件。

图2是沿图1的滚子轴承的径向平面截取的截面图。

图3A是图2的局部放大细节图，图3A示出了滚动元件中的一个与内圈之间的接合。

图3B是图2的局部放大细节图，图3B示出了滚动元件中的一个与外圈之间的接合。

图4示出了在垂直于径向平面的平面中的滚动元件中的一个与内圈之间的接合。

图5示出了在滚子端部与凸缘接触处摩擦系数与滚子轴承的lambda比之间的关系。

图6示出了作为滚子轴承的几何形状与lambda比的函数的最佳接触曲率比的示例。

具体实施方式

在详细解释本发明的任何实施例以前，应当理解的是本发明的应用不限于在接下来的描述中所公开的或在随后的附图中所示出的构造的细节和部件的布置。本发明能够实现其他实施例并且能够以多种方式被实践或被实施。

图1-4示出了圆柱滚子轴承10的实施例。所示出的滚子轴承10包括外圈12、内圈42、滚动元件22和与轴承旋转轴线34同心的滚子保持器32。外圈12包括外滚道14和定位在外滚道14的轴向端部处的至少一个外滚道凸缘16，外滚道凸缘16朝着所述内圈42径向向内延伸。在其他实施例中，外圈12可以包括两个相对的外滚道凸缘16。所示出的内圈42包括内滚道44和定位在所述内滚道44的轴向端部处的至少一个内滚道凸缘46，内滚道凸缘46朝着外圈12径向向外延伸。在其他实施例中，内圈42可以包括两个相对的内滚道凸缘46。所示出的滚动元件22被滚子保持器32均匀地环状地分开并且被设置在内滚道44和外滚道14之间。每个滚子元件22围绕滚动元件轴线23与内滚道44和外滚道14滚动接触。在其他实施例中，圆柱滚子轴承10可以是另一类型的轴承（例如，锥形滚子轴承或球面滚子轴承）。

参考图2和3A，当给滚子轴承10施加轴向载荷F（例如，轴向载荷F作用在内圈42和/或外圈12上以压紧滚动元件22）时，内滚道凸缘46的接触表面48与滚子元件22的第一端面24a在接触区域或接触点处邻接（见图3A）。类似的邻接发生在滚子元件22的第二端面24b与外滚道凸缘16处（见图3B）。在一实施例中，内滚道凸缘46的接触表面48’包括在滚子轴承10的径向平面52（见图1）中的线性截面轮廓，使得接触表面48’取向成相对垂直于轴承旋转轴线34的线49成接触角（也被称为名义接触角）。径向平面52与轴承旋转轴线34平行。在另一实施例中，接触表面48可以形成为王冠状以产生凸或凹曲率半径，该曲率的中心位于滚子轴承10的径向平面52中的处。对于王冠状凸缘表面48而言，限定为通过接触点的切线T与垂直于轴承轴线34的线49之间的角的实际接触角可以不等于名义接触角。示出的滚子端面24a、24b至少在滚道凸缘16、46接触滚子元件22的区域中在径向平面52中形成一定轮廓。第一端面24a的曲率半径定义成靠近接触点并且包括在处的曲率中心。因此，滚动元件22与内滚道凸缘46之间的接触在径向平面52中的有效曲率半径为：

经常被称为滚动元件22与内滚道凸缘46之间的接触处的第二有效主曲率半径。

通过绘制垂直于切线T的通过接触点的线，线与滚动元件22的滚动元件轴线23在处相交并且与滚子轴承10的轴承旋转轴线34在处相交。表示凸缘表面48在垂直于径向平面52的平面中的主半径；类似地，表示滚子端面26在垂直于径向平面52的平面中的主半径。主半径、由内滚道44的内滚道直径、滚动元件22的滚动元件直径、从内滚道44到接触点的接触高度和接触角定义。

因此，对内滚道凸缘46而言，滚动元件22与内滚道凸缘46之间的接触在垂直于径向平面52的平面中的有效曲率半径为：

也被称为滚动元件22与内滚道凸缘46之间的接触处的第一有效主曲率半径。

对于外滚道凸缘16而言，滚子端部24b与外滚道凸缘16的凸缘表面之间的接触处在垂直于径向平面52的平面中的第一有效主曲率半径为：

这样，外滚道凸缘16的第一有效主曲率半径由外滚道14的直径、滚动元件直径、从外滚道14到对应的接触点的接触高度和滚子端部24b与外滚道凸缘16之间的接触角定义。

参考图4，在轴承轴向载荷F下，接触区域处的面积呈现具有半长轴尺寸a和半短轴尺寸b的椭圆50。当载荷F增大时，面积50的大小增大，而椭圆50的外围移动成更靠近凸缘表面48与内滚道44之间的底切45的边界。类似的底切位于外凸缘16与外滚道14之间。接触面积50的形状定义为接触椭圆50的椭圆率，该形状只由第一有效主曲率半径与第二有效主曲率半径的比确定，并且反之亦然。与之间的关系可以通过第一和第二种椭圆积分和来表示。

滚子端部24a、24b与对应的滚道凸缘16、46之间的滑动接触导致能量损耗和材料磨损。本领域技术人员已知的是，轴承扭矩主要来自于滚道扭矩和凸缘扭矩，滚道扭矩取决于滚子22与内滚道14和外滚道44之间的滚动阻力，凸缘扭矩由滚子端部24a、24b与内凸缘16和/或外凸缘46之间的滑动摩擦导致。在低速和推力载荷操作条件下，所述凸缘扭矩通常起主导作用。因此，为了减小轴承扭矩并由此减小磨损和能量损耗，期望的是最小化滚子端部24a、24b与滚道凸缘16、46之间的摩擦力矩M（见图4）。

继续参考图4，在滚子端部24a、24b与对应的滚道凸缘16、46之间的接触椭圆50处定义摩擦力矩M，摩擦力矩M是轴承凸缘扭矩的重要分量并且可以表示为几何形状函数、载荷函数和曲率比函数的乘积。

其中是接触角和轴承几何形状参数的函数，它们限定第一有效主曲率半径；是接触载荷和材料性质的函数；并且是无量纲的接触高度和有效主曲率半径的比的函数，有效主曲率半径的比进而是接触椭圆率的函数。

在上述公式（5）中，是接触椭圆50的形状系数并且由第一椭圆积分和第二椭圆积分和定义。

是摩擦力矩的积分并且可以定义为：

其中X和Y是无量纲坐标，，，并且是在接触表面的相切平面中测得的无量纲接触高度，。是摩擦系数，该摩擦系数是lambda比的函数，lambda比定义为润滑（例如，油）膜厚度与接触表面24a、48的复合表面粗糙度的比。由于接触表面24a、48之间的润滑膜厚度随着椭圆率变化，因此对于给定的以名义lambda比为特征的润滑条件而言，转而可以表示为的函数。

图5示出了用于典型的工程表面的作为lambda比的函数的示例摩擦系数。可以得到下面的摩擦系数与lambda比之间的的回归关系：

其中lambda比与椭圆率相关：

本领域技术人员可以了解的是，径向平面52中的接触轮廓转而由径向平面52中的凸缘16、46的王冠形状和滚子端部24a、24b的曲率确定，径向平面52中的接触轮廓几乎不影响几何形状函数和载荷函数。因此，优化接触轮廓以最小化轴承的摩擦力矩M，并且因此最小化凸缘扭矩等同于曲率比函数的最小化，如公式（4）所示。也就是说，

其中指的是针对给定的最小化的接触面积椭圆率。

由于接触的曲率比只由接触面积50的椭圆率确定，并且，因此还可以表示为曲率比和的函数。对应地，可以在和方面得到的最小化。

图6示出了作为和的函数的最佳接触曲率比的示例，其中

表示在垂直于滚道14、44的平面中测得的底切45的最大允许高度。

最佳接触曲率比随的增大而增大，并且随以为特征的润滑条件的改进而减小。在基本上没有底切45的理想润滑条件下，建议3.401的最小接触曲率比。从实际来说，对于所考虑的所有问题而言，推荐在大约3.0与大约3.5之间的最小接触曲率比。

在接下来的权利要求中列举了本发明的多种特征。

Claims (7)

1.一种滚子轴承，其限定轴承轴线和取向成与所述轴承轴线平行的径向平面，所述滚子轴承包括：

内圈，所述内圈包括内滚道和从所述内滚道延伸的内凸缘，所述内凸缘包括内引导表面；和

围绕所述轴承轴线与所述内滚道滚动接合的多个滚子，每个滚子包括第一端部表面，所述第一端部表面在所述多个滚子相对所述内圈移动时与所述内凸缘的所述内引导表面接合；

其中每个滚子的所述第一端部表面限定曲率，使得在垂直于所述径向平面的平面中的第一有效主曲率半径与在所述径向平面中的第二有效主曲率半径的比不小于3.0。

2.如权利要求1所述的滚子轴承，其中在所述内凸缘与所述多个滚子的所述第一端部表面之间的接触区域处的所述第一有效主曲率半径定义为：

并且其中是所述多个滚子的直径，是所述多个滚子与所述内引导表面之间的接触相对所述内滚道的高度，是所述内滚道的直径，并且是通过所述多个滚子的所述第一端部表面与所述内引导表面之间的接触点的切线与垂直于所述轴承轴线的线之间的接触角。

3.如权利要求2所述的滚子轴承，其中所述第二有效主曲率半径定义为：

并且其中是所述内引导表面在所述径向平面中的曲率半径，并且是所述多个滚子的所述第一端部表面在所述径向平面中靠近所述接触点的曲率半径。

4.如权利要求3所述的滚子轴承，还包括外圈，所述外圈包括外滚道和具有外引导表面的外凸缘，其中所述多个滚子的第二端部表面在所述多个滚子相对所述外圈移动时与所述外凸缘的所述外引导表面接合。

5.如权利要求4所述的滚子轴承，其中在所述外凸缘与多个滚子的所述第二端部表面之间的接触区域处的所述第一有效主曲率半径定义为：

并且其中是所述外滚道的直径。

6.一种用于设计如权利要求3所述的滚子轴承的方法，包括通过最小化所述第一端部表面与对应的所述内凸缘之间的摩擦力矩来确定在所述第一端部表面与对应的所述内引导表面之间的接触区域处的所述第一有效主曲率半径与所述第二有效主曲率半径的比。

7.一种用于设计如权利要求5所述的滚子轴承的方法，包括通过最小化所述第一端部表面和所述第二端部表面与对应的所述内凸缘和所述外凸缘之间的摩擦力矩来确定在所述第一端部表面和所述第二端部表面与对应的所述内引导表面和所述外引导表面之间的接触区域处的所述第一有效主曲率半径与所述第二有效主曲率半径的比。