转台轴承预紧螺栓强度分析

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转台轴承-般尺寸较大，主要适用于高精度数控转台、分度头、铣齿机等精密装置，承受双向轴向力、径向力及倾覆力矩。转台轴承通过套圈上的安装孔与支承环相连接，转速通常不高，有时间歇运动或摆动 。由于轴承安装采用螺栓连接的方式，螺栓的受力对轴承的运转就有着不可忽视的影响，因此，研究螺栓的预紧力及工作载荷下螺栓的应力显得十分必要。文中以圆柱滚子与双向推力滚针组合转台轴承为例，对转台轴承预紧螺栓的强度进行分析。

1 轴承的结构特点图1为圆柱滚子与双向推力滚针组合转台轴承结构图。该转台轴承 内、外圈的外径分别为486，525 mm，内、外圈的宽度分别为65，20 mm，第-、二内圈的宽度分别为 50.5，14.5 mm，内、外圈上螺栓组中心圆直径分别为415，505 mm2 J，螺栓/-、 M11-上支承环；2-第二内圈；3-外圈；4-下支承环；5-滚动体；6-内圈；7-螺栓图 1 转台轴承收稿日期：2012-10-22；修回日期：2012-12-16数各为48个(此处忽略了整体转台轴承中内圈的2个连接孔和外圈的 3个吊装孔)，相邻螺栓的位置夹角为7.5。。螺栓规格为M8，强度等级为 10.9(螺栓材料的屈服强度是 R砷.：940 MPa)。这里，转台轴承的受力简化为倾覆力矩 、轴向力 F。

和径向力 F (图1)，依据轴承载荷曲线得 M 25kN ·m ，F 23 kN，F ：15 kN。

2 计算模型螺栓预紧力为在没有施加工作载荷之前存在于螺栓连接中的轴向拉应力。工作载荷以拉伸的形式作用在预紧螺栓连接中，螺栓受到的拉应力与装配产生的预紧应力相 比会增加。相反，工作载荷以压缩的方式作用在螺栓连接中时，螺栓受到的拉应力会减校通常假定工作载荷与螺栓受力之间的关系是线性的 .4 J。虽然对于螺栓连接的计算模型没有普遍认同的方法，但是在工程计算中最常用的方法是 VDI 2230。

2.1 工作载荷的确定最大受载螺栓的工作载荷 F 为±≥， ㈩式中：z为螺栓数量；R为螺栓组中心圆半径(图1)；当倾覆力矩转换成单个螺栓上的受力与轴向力转换成单个螺栓上的受力方向相同时劝”，方向相反时劝-”。

2.2 套圈的有限元模型建立整个套圈和与其相连的子结构模型能够更准确计算螺栓关键节点所受的力。由于几何对称性，只建立受载最大螺栓连接的-半模型，如图2所示。模型的分析部分包括转台轴承的套圈《轴承)2013.No.4换成单个螺栓上的受力方向相同时取得； i 在倾覆力矩 与轴向力 F 转换成单个螺栓上的受力方向相反时取得。在螺栓连接模型中可以直接获得每个节点的 ， i ，从而可计算出螺栓轴向方向每个节点的交变应力值 。。螺栓预紧应力分别为0.5Rp0.：和0.7Rp0 时，内、外圈上螺栓的最大交变应力 见表 1～表4。

表 1 外圈上的螺栓 A边在交变载荷作用下的受力情况表 2 外圈上的螺栓 边在交变载荷作用下的受力情况表 3 内圈上的螺栓A边在交变载荷作用下的受力情况表 4 内圈上的螺栓 边在交变载荷作用下的受力情况边尺-erM 0.5 Rp0.： o" M0.7R).2-了 亍丽 了 丽 0.5R 0.7R9 487.10 472.30 671.oo 661.4016 487.40 473.40 672.40 663.O030 486.05 473.63 672.5l 663.307.4 4.842 484.50 473.60 672.30 663.4060 482.94 473.70 672.17 663.5172 480.39 472.36 670.11 661.68交变应力 。影响着螺栓的疲劳寿命，or 在整个疲劳周期(交变周期的数量要大于2×10。次)内必须低于螺栓的疲劳极限。依据 VDI 2230，高强度螺栓疲劳极限 为1 n删 0.85( 45)， (5)a式中：d为螺栓直径。则该轴承中所用 M8螺栓的疲劳极限orASv54.2 MPa，那么螺栓受到的最大交变应力 o- 就应该低于这个极限值。

当预紧应力取0.5R加.：时，与外圈相接触的螺栓最大交变应力为59.52 MPa，与内圈相接触的螺栓最大交变应力为 7.45 MPa。当预紧力达到0.7R砷. 时，与外圈相接触的螺栓最大交变应力为23.25 MPa，与内圈相接触的螺栓最大交变应力为4.8 MPa变应力符合证实的假设：较大的预紧力对交变应力幅值起积极影响 J。

4 结束语(1)对于转台轴承，除考虑螺栓最大轴向应力外，交变应力也应作为校核预紧螺栓连接强度的基本要求。

(2)转台轴承的预紧应力取螺栓屈服极限的70%，既可满足螺栓最大轴向应力的要求，也可有效降低其最大交变应力，提高螺栓 的疲劳寿命。

此研究中，将支承部件简化成了理想的刚体，进-步的研究应考虑实体材料、螺栓的接触和支撑部件几何形状的影响，这样能极大提高结果的精确度。