一种整体轴连式风扇离合器轴承.pdf

本发明公开了一种整体轴连式风扇离合器轴承，主体结构同样适用于汽车水泵轴连轴承，该轴承采用双列滚子和单列钢球，该轴承包括：轴承外圈，该轴承外圈上加工有沟道和滚道，用于承载和导向滚动体的转动；所述的滚动体包括钢球和圆柱滚子；芯轴，该芯轴轴向插入轴承外圈，芯轴外径上加工有内沟道，用于承载和引导钢球的转动；芯轴外径上还加工有内滚道，用于承载圆柱滚子；钢球保持架，该钢球保持架设置在轴承外圈和芯轴之间，使钢球等距均布于沟道内；滚子保持架，该滚子保持架采用筒形结构加弹簧挡圈的结构设计，该弹簧挡圈配合装配在轴承外圈上，防止圆柱滚子沿轴向窜出；密封圈，该密封圈压装于轴承外圈端部的密封槽内，与轴承外圈保持静止。

权利要求书
1.  一种整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，该轴承采用双列滚子和单列钢球，单列钢球几何形式上采用角接触结构，用于承受轴向载荷；双列滚子用于承受径向载荷；该轴承包括：
轴承外圈，该轴承外圈上加工有沟道和滚道，用于承载和导向滚动体的转动；所述的滚动体包括钢球和圆柱滚子；
芯轴，该芯轴轴向插入轴承外圈，芯轴外径上加工有内沟道，用于承载和引导钢球的转动；芯轴外径上还加工有内滚道，用于承载圆柱滚子；
钢球保持架，该钢球保持架设置在轴承外圈和芯轴之间，使钢球等距均布于沟道内；
滚子保持架，该滚子保持架采用筒形结构加弹簧挡圈的结构设计，该弹簧挡圈配合装配在轴承外圈上，防止圆柱滚子沿轴向窜出；
密封圈，该密封圈压装于轴承外圈端部的密封槽内，与轴承外圈保持静止。

2.  根据权利要求1所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的单列钢球布置在双列滚子的中间位置，双列滚子布置为在单列钢球的左侧和右侧各一列。

3.  根据权利要求2所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的轴承外圈上还加工有卡环槽和滚道越程槽，卡环槽内装配有卡环，所述的轴承外圈的外径装配在轴承座或几座孔内，起基准作用，在轴承运转时，外圈固定不动，承受芯轴传递来的力。

4.  根据权利要求3所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的轴承外圈上的沟道和芯轴外径上的内沟道均为桃形沟，沟道和内沟道的位置对应，在轴承外圈和芯轴组装完成的时候，沟道和内沟道使轴承的钢球产生25°的接触角。

5.  根据权利要求4所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的芯轴上加工有若干个台阶，用于装配皮带轮和/或离合器，实现转矩的传递。

6.  根据权利要求5所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的钢球材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，钢球采用单列角接触钢球的结构，钢球直径为13.494mm，单列8颗钢球 ，接触角为25°。

7.  根据权利要求6所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的钢球保持架材料为增强尼龙+25%玻璃纤维；所述的圆柱滚子材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，圆柱滚子与芯轴上的内滚道和轴承外圈上的滚道均为线接触，圆柱滚子的倒角同其外径过渡部分设计有修圆过渡处理，使圆柱滚子带有凸度；所述的滚子保持架使圆柱滚子等距均布于滚道内并引导圆柱滚子沿着滚道做圆周运动，滚子保持架材料为增强尼龙+25%玻璃纤维。

8.  根据权利要求1所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的弹簧挡圈采用坡形开口且两侧坡口角度不一致，安装时坡口角度较小的一侧先进入设置在轴承外圈上的挡圈槽，取出时坡口角度较小一侧最后弹出。

9.  根据权利要求1所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述的密封圈的骨架材料为OCr18NI9Ti不锈钢，密封材料为氟橡胶，密封圈采用双唇结构且双唇均与芯轴过盈配合，外唇口的过盈量大于内唇口的过盈量，外唇口和内唇口之间形成空腔区，用于贮藏渗出的润滑油。

10.  根据权利要求9所述的整体轴连式风扇离合器轴承，其特征在于，所述密封圈的骨架中部进行了冲压折弯的处理，密封圈压装于轴承外圈的密封槽内，与外圈保持相对静止，密封槽的径向尺寸小于密封圈外径尺寸，密封槽的宽度大于密封圈的外部宽度。

说明书一种整体轴连式风扇离合器轴承
技术领域
本发明涉及整体轴连式风扇离合器轴承，属于用于旋转运动的滚动接触轴承领域。
背景技术
现有技术中的轴承结构如图1所示，芯轴1为多台阶结构，包括附图1中的附图标记11所示的螺纹M20，直径为30mm的第一台阶12，直径为40mm的第二台阶13，直径为51mm的端部大外径15，以及直径为80mm的大外径14
轴承工况条件一般为：
1、工作温度-40℃--180℃；
2、离合器的重量及载荷为：1600N
3、风扇重量为170N
4、轴向力为1500N
5、轴承额定转速：2600 r.p.m
根据轴承的外形结构图和轴承受力及工况条件，对轴承结构及受力进行分析，该轴承结构呈单方向阶梯台阶结构，尺寸规格较大，芯轴长度长，左端安装风扇及离合器呈悬臂结构，承受较大的径向载荷和轴向载荷，使用时由于受重心偏心等作用，有一定不平衡动载荷。轴承的受力状态为悬臂结构，轴承左端（前端）承受较大载荷。
现有技术中通常采用的结构为一风扇轴上采用一套向心短圆柱滚子轴承和一套双列角接触球轴承，例如型号分别为NU2208和5306，形成NU2208+5306+轴的轴承组件，其中NU2208主要承受径向载荷，5306双列角接触球轴承主要承受少量的径向载荷和较大的轴向载荷。
两种轴承的外形尺寸及额动定负荷为：
NU2208   内径d=40mm   外径D=80mm    厚度C=23mm
额定静载荷Cor=58000N
5306     内径d=30    外径D=72   厚度 C=30.2
额定静载荷Cor=40500N
现有技术中轴承均为开式结构，工作时需要对轴承进行特别润滑和密封设计。现有技术中的轴承在日常维护、保养等方面存在拆装等较大困难。
发明内容
本发明旨在对现有技术中的轴承组件进行集成化优化设计，进而增加轴连轴承的承载能力和可靠性，并简化装配工艺。
为了实现上述目的，本申请提供一种整体轴连式风扇离合器轴承，主体结构同样适用于汽车水泵轴连轴承，该轴承采用双列滚子和单列钢球，单列钢球几何形式上采用角接触结构，用于承受轴向载荷；双列滚子用于承受径向载荷；该轴承包括：
轴承外圈，该轴承外圈上加工有沟道和滚道，用于承载和导向滚动体的转动；所述的滚动体包括钢球和圆柱滚子；
芯轴，该芯轴轴向插入轴承外圈，芯轴外径上加工有内沟道，用于承载和引导钢球的转动；芯轴外径上还加工有内滚道，用于承载圆柱滚子；
钢球保持架，该钢球保持架设置在轴承外圈和芯轴之间，使钢球等距均布于沟道内；
滚子保持架，该滚子保持架采用筒形结构加弹簧挡圈的结构设计，该弹簧挡圈配合装配在轴承外圈上，防止圆柱滚子沿轴向窜出；
密封圈，该密封圈压装于轴承外圈端部的密封槽内，与轴承外圈保持静止。
其中，所述的单列钢球布置在双列滚子的中间位置，双列滚子布置为在单列钢球的左侧和右侧各一列。
所述的轴承外圈上还加工有卡环槽和滚道越程槽，卡环槽内装配有卡环，所述的轴承外圈的外径装配在轴承座或几座孔内，起基准作用，在轴承运转时，外圈固定不动，承受芯轴传递来的力。
所述的轴承外圈上的沟道和芯轴外径上的内沟道均为桃形沟，沟道和内沟道的位置对应，在轴承外圈和芯轴组装完成的时候，沟道和内沟道使轴承的钢球产生25°的接触角。
所述的芯轴上加工有若干个台阶，用于装配皮带轮和/或离合器，实现转矩的传递。
所述的钢球材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，钢球采用单列角接触钢球的结构，钢球直径为13.494mm（即17/32英寸），单列8颗钢球 ，接触角为25°。
所述的钢球保持架材料为增强尼龙+25%玻璃纤维。
所述的圆柱滚子材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，圆柱滚子与芯轴上的内滚道和轴承外圈上的滚道均为线接触，圆柱滚子的倒角同其外径过渡部分设计有修圆过渡处理，使圆柱滚子带有凸度。
所述的滚子保持架使圆柱滚子等距均布于滚道内并引导圆柱滚子沿着滚道做圆周运动，滚子保持架材料为增强尼龙+25%玻璃纤维。
所述的弹簧挡圈采用坡形开口且两侧坡口角度不一致，安装时坡口角度较小的一侧先进入设置在轴承外圈上的挡圈槽，取出时坡口角度较小一侧最后弹出。
所述的密封圈的骨架材料为OCr18NI9Ti不锈钢，密封材料为氟橡胶，密封圈采用双唇结构且双唇均与芯轴过盈配合，外唇口的过盈量大于内唇口的过盈量，外唇口和内唇口之间形成空腔区，用于贮藏渗出的润滑油。
所述密封圈的骨架中部进行了冲压折弯的处理，密封圈压装于轴承外圈的密封槽内，与外圈保持相对静止，密封槽的径向尺寸小于密封圈外径尺寸，密封槽的宽度大于密封圈的外部宽度。
与现有技术相比，本申请有效增加了轴连轴承的承载能力和可靠性能，使轴承具备有更好的刚性，降低了轴承所承受的载荷，增加了轴承的寿命，提高了整套轴承的稳定、安全性。
附图说明
图1为现有技术的轴承的结构示意图。
图2为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的整体示意图。
图3为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的轴承外圈的结构示意图。
图4为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的芯轴的结构示意图。
图5为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的钢球保持架的结构示意图。
图6为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的圆柱滚子的结构示意图。
图7为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的滚子保持架的结构示意图。
图8为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的弹簧挡圈的结构示意图。
图9为本发明所述的整体轴连式风扇离合器轴承的密封圈的结构示意图。
具体实施方式
下面将结合说明书附图，对本发明中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明的一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。附图仅用于示例性说明，不能理解为对本专利的限制。对于本领域技术人员来说，附图中某些公知结构及其说明可能省略是可以理解的。
如图2所示，本发明提供一种整体轴连式风扇离合器轴承，该轴承采用双列滚子和单列钢球，单列钢球几何形式上采用角接触结构，用于承受轴向载荷；双列滚子用于承受径向载荷，该轴承包括：
轴承外圈20，如图3所示，该轴承外圈20上加工有沟道31和滚道32，用于承载和导向滚动体的转动；所述的滚动体包括钢球25和圆柱滚子24，如图2所示；
芯轴21，该芯轴21轴向插入轴承外圈20，如图4所示，芯轴21的外径上加工有内沟道41，用于承载和引导钢球25的转动；芯轴21的外径上还加工有内滚道42，422，用于承载圆柱滚子24；
钢球保持架22，如图2所示，该钢球保持架22设置在轴承外圈20和芯轴21之间，使钢球25等距均布于沟道31内；
滚子保持架23，如图2、图7和图8所示，该滚子保持架23采用筒形结构加弹簧挡圈80的结构设计，该弹簧挡圈80配合装配在轴承外圈上，防止圆柱滚子24沿轴向窜出；
密封圈27，该密封圈27压装于轴承外圈端部的密封槽35内（见图3），与轴承外圈保持静止。密封圈27的结构如图9所示，将在下面进一步详细介绍。
如图2所示，所述的单列钢球25布置在双列滚子24，244的中间位置，双列滚子24，244布置为在单列钢球25的左侧和右侧各一列。
如图3所示，所述的轴承外圈20上还加工有挡圈槽33和滚道越程槽34以及密封槽35和卡环槽等辅助槽；密封槽35用来装配密封圈27，起密封作用；卡环槽内装配有卡环26,266（见附图2），起挡滚子组的作用；滚道越程槽34为工艺槽，起到过渡作用，加工滚道32时避免砂轮振荡过程发生干涉影响滚道加工精度及砂轮的损毁。所述的轴承外圈20的外径装配在轴承座或几座孔内（附图中未示出），起基准作用，在轴承运转时，外圈固定不动，承受芯轴21传递来的力。轴承外圈20上还加工有挡圈槽33，用于装配图8所示的弹簧挡圈80，将在后面进一步详细介绍。
如图4，所述的芯轴21上加工有若干个台阶43,44，用于装配皮带轮和/或离合器，实现转矩的传递。芯轴21上加工有内沟道41，用于承载、引导钢球的转动；芯轴外径承载滚子的部位，称为内滚道42，422。芯轴21外径尺寸同密封圈唇口尺寸形成配合尺寸，保证密封圈既有密封作用又可灵活转动。所述的轴承外圈20上的沟道31和芯轴21的外径上的内沟道41均为桃形沟，沟道31和内沟道41的位置对应，在轴承外圈20和芯轴21组装完成的时候，沟道31和内沟道41使轴承的钢球25产生25°的接触角。这里的接触角定义为垂直于轴承轴线的径向平面与通过轴承外圈向钢球传递力的合力名义作用线之间的夹角。
所述的钢球的材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，钢球采用单列角接触钢球的结构，钢球直径为13.494mm，单列8颗钢球 ，接触角为25°。钢球组主要承受轴向和径向联合载荷；钢球材料为GCr15，优质高碳铬轴承钢采用真空脱气冶炼技术，大大降低材料中的氧含量及有害杂质元素含量，增加了钢球的疲劳寿命。
如图5，钢球保持架22使钢球等距均布于滚道内，这样既可以使钢球承受均匀的载荷，又能避免钢球在转动过程中发生过于集中而产生散球进而产生钢球同内外圈分离的趋势；钢球保持架还起到避免钢球间产生摩擦及发热的作用，避免由此导致的轴承效率及寿命的降低。钢球保持架材料为PA66+GF25%(增强尼龙+25%玻璃纤维)构成了实体保持架，该实体保持架拥有较高结构强度的同时，重量较轻，这样可以使轴承在高转速情况下，有效降低保持架的离心力，从而降低了轴承所承受的载荷，增加轴承的寿命。
所述的圆柱滚子材料为GCr15优质高碳铬轴承钢，圆柱滚子与芯轴上的内滚道和轴承外圈上的滚道均为线接触，圆柱滚子的倒角同其外径过渡部分设计有修圆过渡处理，使圆柱滚子带有凸度。如图6所示，圆柱滚子材料为GCr15，优质高碳铬轴承钢采用真空脱气冶炼技术，大大降低材料中的氧含量及有害杂质元素含量，增加了圆柱滚子的疲劳寿命。圆柱滚子与芯轴上的内滚道和轴承外圈上的滚道均为线接触，这样大大增加了滚子工作面面积，进而提高了滚子的承载能力。图6中上部为圆柱滚子的外观示意图，下部为圆柱滚子的倒角Y部分的放大示意图，如图所示，在滚子的倒角Y部分同其外径过渡部分61处设计有较大的修圆过渡处理，使滚子带有一定的凸度，这样的设计可以避免滚动体同芯轴、外圈滚道接触时产生应力集中，避免滚子及滚道的疲劳破坏，增强轴承的寿命。
如图7所示，所述的滚子保持架23使圆柱滚子24，244等距均布于滚道内并引导圆柱滚子沿着滚道做圆周运动，滚子保持架材料为增强尼龙+25%玻璃纤维。滚子保持架23中的兜孔71与圆柱滚子24形成间隙配合，滚子可在兜孔内自由转动，同时又不会脱离兜孔，使滚子等距均布于滚道内，这样可以使滚子承受均匀的载荷。与钢球保持架的作用不同的一点是，滚子保持架具备导向作用，使滚子组沿着滚道做圆周运动，防止滚子在滚道内发生偏转，造成滚子抱死等严重后果。滚子保持架还起到避免滚子间产生摩擦及发热的作用，从而避免由此导致的轴承效率及寿命的降低。滚子保持架材料PA66+GF25%(增强尼龙+25%玻璃纤维)构成了实体保持架，该实体保持架拥有较高结构强度的同时，重量较轻，这样可以使轴承在高转速情况下，有效降低保持架的离心力，从而降低了轴承所承受的载荷，增加轴承的寿命。
如图7和8所示，滚子保持架23采用筒形结构加弹簧挡圈80(图8)的结构设计。筒形保持架具备结构简洁，容易进行成型加工，检验方便，且有利于实现自动装配滚子，并具有拆、装方便，且无破坏性等特点。图7中左侧为筒形保持架的正面投影视图，右面为筒形保持架的左侧投影视图。由图7能够清楚的看出，筒形保持架在周壁上均匀设置有多个兜孔71。筒形保持架配合装配在轴承外圈上的弹簧挡圈(图8)，可有效地防止滚子的轴向窜出，提高了整套轴承的稳定、安全性。弹簧挡圈80(图8)采用坡形开口且两侧坡口角度不一致，坡口角度较小一侧81的坡口角度小于坡口角度较大一侧82的坡口角度。安装时坡口角度较小一侧81先进入挡圈槽33（图3），取出时坡口角度较小一侧81最后弹出。这样的设计不仅易于将弹簧挡圈80压装进外圈的挡圈槽33内，同时在滚子组出现问题时，运用卡簧钳也同样易于取出。弹簧挡圈的应用可有效增加滚子保持架同其的有效接触面积，减缓保持架的磨损，进而增加了轴承的寿命。即使保持架已出现完全磨损，挡圈依然能够挡住滚子，避免其轴向窜出。此外，滚子保持架两端环边宽度尺寸配合外圈滚道越程槽宽度尺寸使滚子保持架接触到越程槽挡边的情况下，滚子的外径依然有效地接触外圈滚道。以上几点是蝶形变保持架所不具备的。综上，对于使用环境苛刻，工况复杂并要求较高的稳定性及安全性的情况比较适合，并且其较为经济。
如图9所示，所述的密封圈27的骨架91材料为OCr18NI9Ti不锈钢，其具有良好的机械性能，抗氧化能力强，且同非金属材料具有较好的亲和力；密封材料92为氟橡胶，在-20°至120°的条件下状态稳定，并具有较强的耐磨性能。密封圈27采用双唇结构且双唇均与芯轴21过盈配合，双唇结构包括外唇口94和内唇口95，外唇口94的过盈量大于内唇口95的过盈量，外唇口94和内唇口95之间形成空腔区96，用于贮藏渗出的润滑油。外唇口94的过盈量较大，这样有利于阻止外部杂质、尘埃等外物进入破坏轴承的工作表面；内唇口95的过盈量小一些，这样有利于轴承内部润滑油脂微量的渗出，起到润滑密封件的作用；内外唇口间形成一定空间的腔体即空腔区96，此结构的设计可用来贮藏渗出的微量润滑油脂，这些油脂具有润滑外唇口的作用，可有效减缓唇口的磨损，同时又不至于过多的渗到轴承的外部；腔体内的油脂还具备阻止外部杂质进入轴承内部作用。
所述密封圈27的骨架91中部进行了冲压折弯的处理，折弯部分93如图9所示。该变形处理，有效增强了骨架的强度。密封圈27压装于轴承外圈20的密封槽35内（如图3所示），与轴承外圈20保持相对静止，密封槽35的径向尺寸小于密封圈27的外径尺寸，采取了径向过盈配合，使密封圈与外圈保持静止；密封槽35的宽度大于密封圈27的外部宽度，可将径向配合产生变形的氟橡胶完全的置于密封槽内，避免了生翻边等瑕疵的产生。
下面对图2所示的整体轴连式风扇离合器轴承进行分析计算，图2中的整体轴连式风扇离合器轴承包括双列滚子24，244和双列滚子之间的单列角接触钢球25。
在滚子受力Fa=3743N的情况下(动载荷系数按K=2.5选择取) ，轴承每列滚子的额定动负荷为79570N，轴承寿命及可靠性计算分析如下：
a.滚子的计算寿命为：
①L10：90%可靠度下轴承的寿命
轴承的可靠性修正系数在90%可靠度下为1
L10=(C/P)10/3 ×106/(60×n)小时
=（79570/3751)10/3×1000000/（60*2600）
=169388小时
其中：  n:轴承工作转速（r.p.m）
   C:轴承额定动负荷(N)
   P:轴承当量动负荷(N)
②L1m：99%可靠度下轴承的寿命为：
轴承可靠性修正系数99%时为0.25
L1m= L10*0.25=169388*0.25=42347小时
③L0.05m：99.95%可靠度下轴承的寿命为：
L0.05m= L10* 0.077=169388*0.077=13042小时
从计算可知，当可靠性高达99.95%时，轴承滚子端的寿命可达到13042小时，可达到要求的寿命和可靠性。
b.  钢球端寿命计算分析：双列滚子之间为单列角接触球结构，鉴于目前国内对于四点角接触球轴承在承受纯轴向载荷时的寿命和可靠性计算暂无理论依据，因此我们参照日本NSK公司的相关技术资料分析，轴承所承受轴向载荷为1500N时，钢球端的计算寿命为：
①．L10：90%可靠度下轴承的寿命
轴承可靠性修正系数在90%可靠度下为1
L10=106 /(60×n) ×（Ca/ Fa）3
=106 /(60×n) ×[2.37tanα(1-0.333sinα) Cr/ Fa] 3
=41249小时
其中：n:轴承工作转速（r.p.m）
  Ca:轴承轴向额定动负荷(N)
  Fa: 轴承轴向载荷(N)
Cr:轴承径向额定动负荷(N)
2.37tanα(1-0.333sinα)是径向动载荷系数，此处是将钢球的受力简化为仅受轴向力情况下（钢球所受径向力非常小，可忽略）把钢球受力分解成法向的受力后的换算，α是接触角。
②．L1：99%可靠度下轴承的寿命为：
轴承可靠性修正系数在99%可靠度下为0.25
L1= L10*0.25=41249*0.25=10312小时
从计算分析，本发明的这一方案中，滚子端轴承额定寿命为169388小时（见前面步骤a计算的L10），当可靠性为99%时的寿命为42347小时（见前面步骤a计算的L1m）;钢球端寿命在99% 可靠性情况下计算寿命为10312小时，达到所期望的寿命要求。
综上所述，即为本发明实施例内容，而显然本发明的实施方式并不仅限于此，其可根据不同应用环境，利用本发明的功能性实现相应的需求。