深沟球轴承密封圈脱落的原因分析及改进

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密封深沟球轴承应用十分广泛，在工作过程中不允许出现漏脂，密封圈与外圈间相对转动(俗称窜盖)及密封圈脱落的现象。然而在实际工作中，时有密封圈从外圈密封槽脱落的问题。在此，以6000-2RS密封深沟球轴承为例，分析密封圈脱落的原因并找出改进措施，期望能对轴承设计、工艺和检验人员提供借鉴。

1 密封槽及原密封圈外唇口结构外圈密封槽结构如图 1所示，其改进前相关参数见表 1。原密封圈外唇口结构如图2所示，其相关参数见表2。

图 1 外圈密封槽结构图· 二 Z-I/ - )j/，。、图2 原密封圈外唇口结构图收稿 日期 ：2013-o2-l6表 1 外圈密封槽的相关参数参数 数值改进前 改进后H l/mm(。)L l/mmL/mmBl/mm1.1545O.351.150.451.2400.31.1O.6表 2 密封圈外唇口相关参数参数 数值改进前 改进后O.80450.2OO.350.450.701.010400.150.30.6O.62 原 因分析6O0O-2RS轴承工作时，由于转速较高，润滑脂高速流动，在轴承密封腔内产生-定的压力，导致密封圈从密封槽内脱落，使轴承失效。原密封圈在轴承上进行多次安装试验，虽然可以Jl，N地进入外圈密封槽中，而且也没有出现翘盖等现象，但用手旋转密封圈，发现密封圈可以在密封槽内轻易地转动，同时用较小的推力，就可以把密封圈从密封槽内推出。上述情况结合密封槽及密封圈的结构可以看出，在原设计中有4个方面导致密封圈外唇口的强度不足，在其承受较小的压力时就会从外圈密封槽内脱落。这 4个方面为：(1)外圈密封槽的宽度日 偏小，导致相应的密封圈外唇口的厚度 B 偏薄；(2)密封圈外唇口的宽度 偏宽；(3)密封圈的导向角 0偏大；(4)密封圈的弹性槽 R偏深。

(下转第 16页)M m m-㈣H p 卢 R C 日《轴承)2013.№.8因此，在划分网格时要考虑模型的大孝计算精度及速度等，根据实际情况尽量生成较密的网格。

4.2 单个滚子的计算分析由图6-图7可以看出径向力作用下单个滚子与内、外圈的接触应力分布情况，应力最大值出现在内圈与滚子的接触区域。除边缘外，滚子与滚道接触处的接触应力分布比较均匀。滚子与滚道接触半宽中心位置的接触应力比其他区域明显偏高，这是由于受载后滚子与滚道产生接触变形，接触应力迅速增大到最大值，产生了边缘效应6j。

边缘效应区域接触应力的大孝方向与滚道及滚子接触部分的弧度以及各 自倒角形状、半径大小有关，建模-般不考虑这些，因此出现这种现象是可以理解的。

表 1列出了第 3排最大承载滚子的有限元计算结果和 Hertz理论计算结果。从表 1中可以看出，两种方法计算所得的最大接触应力和接触变形总量比较接近，但还存在-定的差异。这主要是有限元分析时轴承的简化假设、网格划分、接触算法及接触参数选择等因素造成的。

表 l 有限元解和 Hertz理论解的比较计算方法接触变形总量/ m 墅5 结束语所研究的盾构机主轴承为大尺寸、多接触和低速重载的滚动轴承。针对这-特征，建立了该轴承在径向力作用下的有限元计算模型，根据二分之-轴承模型的计算结果，可以得出轴承在径向载荷作用下滚子与内、外圈间的接触应力分布；但考虑到计算的收敛及速度，简化后的模型网格划分相对稀疏，因此计算结果不够精确，只能为定性分析提供参考。在单个滚子的有限元计算分析中，由于模型相对较小，通过对网格精细处理，得到了与经典 Hertz理论相当吻合的计算结果。说明在计算资源允许的情况下，采用有限元数值模拟分析可以替代传统的Hertz理论分析，从而为后续的加载倾覆力矩和联合载荷的轴承有限元分析打下基矗