【正文】 為保證滾針自轉(zhuǎn)的靈活性，滾針與保持架窗孔各對(duì)應(yīng)點(diǎn)間必須有一定的間隙，因而使?jié)L針在保持架窗孔內(nèi)存在一定的徑向移動(dòng)量，軸承裝機(jī)時(shí)，滾針的徑向位置被內(nèi)圈內(nèi)滾道及外圈外滾道限定，這時(shí)，保持架因其自重就會(huì)相對(duì)軸承中心向下滑移，下滑到某一位置時(shí)就會(huì)與軸承中的某一零件接觸，該零件便限制保持架下滑，即。 保持架徑向定位滾針軸承一般由滾針、保持架、內(nèi)圈(曲柄銷)和外圈(連桿大頭內(nèi)壁)組成。圓角參數(shù)的設(shè)計(jì)對(duì)保持架的性能會(huì)產(chǎn)生很大影響，在保持架設(shè)計(jì)中是不可或缺的。因此，在生產(chǎn)實(shí)際中采用何種結(jié)構(gòu)及何種鎖針工藝，往往取決于各廠的生產(chǎn)技術(shù)引進(jìn)、產(chǎn)品特點(diǎn)、設(shè)備特點(diǎn)、技術(shù)發(fā)展特點(diǎn)、生產(chǎn)習(xí)慣等現(xiàn)實(shí)問題。例如：一般保持架材料為20號(hào)鋼時(shí)，鎖針質(zhì)量較穩(wěn)定，當(dāng)材料較軟時(shí)，沖窗孔后往往出現(xiàn)過梁扭曲及外徑漲大現(xiàn)象，需增加整形工序；~φ4時(shí)，鎖針效果最理想。在一定的沖裁間隙范圍內(nèi)，沖裁件的斷面形成如圖39所示形狀，其參數(shù)見表34；在這里，斜角β的大小直接影響滾針保持架組件的旋轉(zhuǎn)靈活性，從生產(chǎn)實(shí)驗(yàn)得出，β值按下式確定： 316 表34 材料h0/t = f退火硬化軟鋼中硬鋼硬鋼經(jīng)過實(shí)踐證明：該工藝簡單，加工工藝性好，經(jīng)濟(jì)性較好，可大幅降低成本，而且鎖針可靠，引導(dǎo)滾針性能好。（2）車成型——沖窗孔(同時(shí)形成內(nèi)外鎖口)該工藝是在沖窗孔工序中，一次沖壓出所需窗孔形狀(如圖38所示)，其中部為內(nèi)鎖口(BB剖視，使?jié)L針不致從內(nèi)徑方向掉出；其兩端為外鎖口和引導(dǎo)部(A—A剖視) ，通過一定的沖裁間隙，使保持架的切斷面形成斜面，一方面不使?jié)L針從外徑方向掉出，同時(shí)也保持了滾針在孔內(nèi)有一定的間隙，而不夾針。該工藝對(duì)沖窗孔工序要求不太嚴(yán)格，且鎖針效果較好，國外應(yīng)用較廣泛，國內(nèi)也有廠家使用。（1）車成型——沖窗孔——滾壓鎖口滾壓鎖口工序一般在專用滾鎖口機(jī)上進(jìn)行，也可以在車床上進(jìn)行，內(nèi)外鎖口同時(shí)滾壓效果較好，要求正轉(zhuǎn)及反轉(zhuǎn)各兩次。圖37 “M”型保持架鎖針原理 “K”型保持架“K”型保持架，一般用于無套圈滾針軸承，其優(yōu)點(diǎn)是剛性和強(qiáng)度都較高，常采用車制成型，工藝簡單：對(duì)于小尺寸軸承，“K”型保持架的優(yōu)越性更顯突出，在一些使用場合采用“K”形是最佳方案?！癕”型保持架一般采用沖壓方法加工，其工藝經(jīng)過如下幾個(gè)階段:沖壓成型→沖窗孔→成M型(同時(shí)形成內(nèi)外鎖口)，其鎖針原理如圖37所示。 “M”型保持架保持架外型加工成 M 字型結(jié)構(gòu)，為最廣泛使用的摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭軸承，其特點(diǎn)是重量輕、剛性高，滾針與保持器自成一體，易于工裝。由于滾針軸承滾動(dòng)體——滾針的徑向尺寸較小，因此，保持架的引導(dǎo)部分及保持部分的結(jié)構(gòu)尺寸均非常有限，有時(shí)往往相互矛盾。滾針軸承，在裝配之后的掉針問題(鎖針不可靠)及夾針問題(鎖針過度，滾針轉(zhuǎn)動(dòng)不靈活)，是保持架制造工藝中的一個(gè)難點(diǎn)，而且，“掉針”或“夾針”往往形成一個(gè)矛盾，我們將其歸結(jié)為鎖針問題。（工程塑膠材料保持器應(yīng)考慮工作溫度）保持架的作用是分隔滾動(dòng)體，將滾動(dòng)體本身保持住或使其與一個(gè)套圈保持在一起，引導(dǎo)滾動(dòng)體在正確的軌道上滾動(dòng)。在不同的使用環(huán)境，滾針軸承保持器，使用的材料分為低碳鋼、合金鋼、工程塑膠及鋁合金四種。 滾針軸承保持器 滾針軸承中，保持器的主要功能是為確保滾針在運(yùn)動(dòng)中能與內(nèi)外軌道面成為線接觸狀態(tài)，使?jié)L針能承受大的負(fù)荷而不致于損壞。隨著數(shù)值計(jì)算方法的發(fā)展，三維有限長彈性接觸問題數(shù)值分析的研究已成功地應(yīng)用于滾子類軸承的凸度設(shè)計(jì)中[11]。Lundberg于1939年利用彈性理論的勢函數(shù)法研究表明，滾子最佳凸度輪廓是對(duì)數(shù)型，對(duì)于長度小于滾道寬度的彈簧卡圈和沖壓套圈結(jié)構(gòu)滾針軸承中的滾針，給出了對(duì)數(shù)凸型的凸度量T的計(jì)算公式 314 式中 ；Q——作用在滾針上的最大荷載，N；L——滾針的有效接觸長度，mm； lt——滾針全長，mm；D——滾針直徑，mm。式中：R——材料常數(shù)，與兩接觸體材料的彈性模量、泊松比有關(guān)；fij——影響系數(shù)，是作用于單元j上單位壓力，使單元i中心處產(chǎn)生z方向上變形，μm（計(jì)量單位）；pj——單元j中心的壓力樣本值，N；p——總的外載荷，N；δ——滾針和滾道之間相對(duì)彈性壓縮量，μm。圖36 凸度滾子參數(shù)定義滾針軸承有限長線接觸屬非Hertz彈性接觸問題。凸度量是距滾子或滾道端部距離處的輪廓表面在半徑方向上的跌落量（如圖36所示）。對(duì)相交圓弧修形輪廓和對(duì)數(shù)輪廓兩種凸形滾針，不同凸度量的對(duì)數(shù)輪廓滾針，以及不同載荷和速度下相同凸度量的對(duì)數(shù)輪廓滾針的擺動(dòng)疲勞壽命試驗(yàn)[10]證實(shí)：（1）對(duì)數(shù)輪廓滾針的潤滑狀態(tài)和承載能力明顯好于相交圓弧修形滾針；（2）凸度量不足會(huì)導(dǎo)致邊緣效應(yīng)，但凸度量過大同樣會(huì)降低承載能力，對(duì)于確定工況凸度量存在最優(yōu)值；（3）對(duì)于凸度量相同的一組滾針，高速輕載工況下的承載能力明顯好于低速重載工況，這與高速輕載工況下的潤滑狀態(tài)較好有關(guān)。[9]滾針的凸度決定了滾針軸承的與滾道間接觸壓力的分布狀況，是影響曲柄連桿總成的主要因素之一。 盡管考慮凸度等實(shí)際因素的有限長線接觸彈流研究目前還處于艱難的探索中，然而畢竟已取得了相當(dāng)大的進(jìn)展，并且已從實(shí)驗(yàn)和理想條件下的有限長線接觸彈流數(shù)值計(jì)算兩個(gè)方面證明： （1）對(duì)數(shù)凸型滾子的油膜形狀、油膜厚度均優(yōu)于用二次曲面修形的滾子，各種凸型滾子的凸度量對(duì)其端部的油膜厚度和膜形分布影響很大。所以說不僅是接觸壓力的大小和分布，而且潤滑狀況和滾動(dòng)速度均對(duì)其承載能力、速度性能、工作溫度和使用壽命有很大的影響，它們都是凸度滾子軸承設(shè)計(jì)的重要依據(jù)，故用三維有限長彈性接觸理論所得到的最佳凸度量沒有考慮到潤滑劑和滾動(dòng)速度等因素對(duì)接觸壓力分布的影響，同時(shí)該方法也無法設(shè)計(jì)潤滑膜厚度。近20年來，隨著計(jì)算機(jī)硬軟件的發(fā)展，三維有限長彈性接觸問題的數(shù)值分析法研究已有長足進(jìn)展，、幾何形狀與尺寸等靜態(tài)參數(shù)，并沒有考慮工作速度、潤滑劑特性等動(dòng)態(tài)參數(shù)。最后進(jìn)行計(jì)算分析及結(jié)果處理，建立研究三輪摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿總成的慣性力數(shù)學(xué)模型，在此基礎(chǔ)上運(yùn)用ANSYS等有限元分析軟件對(duì)滾針設(shè)計(jì)各凸型和不同的凸度量運(yùn)算分析，得出最優(yōu)的凸型和凸度量，從而減少甚至消除滾針的邊緣效應(yīng)，增加滾針的承載能力和抗疲勞特性，提高滾針軸承的使用壽命，整體提高三輪摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)的性能和產(chǎn)品質(zhì)量的可靠性，為三輪摩托車使用者提供更舒適的駕駛感受。“凸度技術(shù)”包括：凸度型式設(shè)計(jì)到制造、檢測技術(shù)。 改進(jìn)意見 對(duì)于滾子出現(xiàn)的“邊緣效應(yīng)”，凸度技術(shù)的應(yīng)用是改變這一現(xiàn)象的有效措施。沒有對(duì)滾針的凸型和凸度量系統(tǒng)的分析設(shè)計(jì)，導(dǎo)致滾針質(zhì)量較國外先進(jìn)行業(yè)的同類產(chǎn)品的承載能力和使用壽命都有很大的距離。經(jīng)過系統(tǒng)的論證滾子凸型對(duì)接觸壓力分布的影響，通過理論分析和壽命對(duì)比試驗(yàn)得出：對(duì)數(shù)母線凸型是滾子凸度設(shè)計(jì)優(yōu)先選用的凸型。 目前設(shè)計(jì)在存在的問題目前，我國圓柱滾子軸承的使用壽命僅相當(dāng)于發(fā)達(dá)國家同類產(chǎn)品的1/8~1/12，滾子的破壞比國內(nèi)外分別占80%%。因此，對(duì)數(shù)母線凸型是滾子凸度設(shè)計(jì)應(yīng)用的優(yōu)選凸型。6）對(duì)數(shù)母線型滾子的優(yōu)越性。當(dāng)受偏載荷時(shí)，它的壓力分布更優(yōu)于上述各種凸型的滾子。5）對(duì)數(shù)母線型滾子，凸型為一條特殊對(duì)數(shù)函數(shù)曲線。由于形成光滑連續(xù)的曲線，其切點(diǎn)附近基本不存在壓力奇異分布現(xiàn)象，但曲率有階躍，壓力集中現(xiàn)象并未完全消除。也正是由于此特點(diǎn)，它能適應(yīng)一定的偏載負(fù)荷，這是此種凸度滾子的最大特點(diǎn)。當(dāng)凸度半徑取值合理時(shí)，即凸度量選擇合理，滾子全長接觸并且兩端無邊緣效應(yīng)。當(dāng)受到偏載荷時(shí)，它的適應(yīng)性較直母線型滾子強(qiáng)，但比圓弧全凸型滾子差。由于圓弧修型，避免了兩端的邊緣效應(yīng)。因此在直母線圓柱滾子軸承安裝時(shí)，不允許歪斜，否則軸承會(huì)很快地疲勞損壞。由于滾子兩端有突變的倒角，近似于直角邊緣，兩端出現(xiàn)嚴(yán)重的邊緣效應(yīng)，壓力急劇增大，接觸區(qū)域急劇擴(kuò)展，形成了接觸壓力的奇異分布區(qū)，造成該處的早期疲勞失效。滾子凸度一般有5種型式，即：直線型、圓弧半凸型、圓弧全凸型、修正線型和對(duì)數(shù)型。 滾針凸度的合理設(shè)計(jì)滾子凸度設(shè)計(jì)包含凸型設(shè)計(jì)和凸度量計(jì)算兩部分，其中凸型研究是滾子凸度設(shè)計(jì)應(yīng)用的基礎(chǔ)。早在19世紀(jì)30年代末Lundberg就提出了素線修形的基本理論，直至20世紀(jì)60年代SKF軸承公司進(jìn)一步發(fā)展了滾子軸承的修形技術(shù)。“邊緣效應(yīng)”的產(chǎn)生使軸承的疲勞壽命大大降低，因?yàn)檠芯勘砻?，軸承的壽命與應(yīng)力的7次方成反比[7]。普通的直素線（無凸度）滾子軸承的滾子與滾道間的早期接觸疲勞點(diǎn)蝕和磨損常常發(fā)生在滾子或滾道靠近滾子端部的區(qū)域，這是因?yàn)橹彼鼐€滾子軸承在受載后滾子兩端不可避免地存在邊界應(yīng)力集中，即所謂的“邊緣效應(yīng)”。精密級(jí)滾針直徑互差在 ，圓筒度、真圓度在 ，表面粗糙度小于 。 6）行業(yè)先進(jìn)標(biāo)準(zhǔn)。 5）外觀質(zhì)量。 4）殘磁。具體詳見GB/T 3092000。 2）公差等級(jí)。1）材料及熱處理。 滾針的標(biāo)準(zhǔn) 我國滾動(dòng)軸承 滾針的現(xiàn)行國家標(biāo)準(zhǔn)為GB/T 3092000。根據(jù)使用場合不同，可選用無內(nèi)圈的軸承或滾針和保持架組件，此時(shí)與軸承相配的軸頸表面和外殼孔表面直接作為軸承的內(nèi)、外滾動(dòng)表面，為保證載荷能力和運(yùn)轉(zhuǎn)性能與有套圈軸承相同，軸或外殼孔滾道表面的硬度，加工精度和表面質(zhì)量應(yīng)與軸承套圈的滾道相仿。所以。、分別為連桿大、小頭孔至連桿質(zhì)心的距離。對(duì)二沖程及四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，在壓縮沖程上止點(diǎn)，小頭軸承所受徑向載荷為： 35 四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣沖程上止點(diǎn)： 36 連桿大頭軸承所受徑向載荷應(yīng)為沿連桿方向的分力，與連桿大頭離心慣性力的矢量和： 37 其中： 38 式中 ——塞連桿組當(dāng)量往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量； ； ——桿大頭旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量。對(duì)連桿大、小頭軸承來說，則反映了徑向載荷的大小、作用位置和方向的變化。由于在大部分曲軸轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)氣體壓力與往復(fù)慣性力方向相反，總的作用力較小。在壓縮行程后半部及作功行程前半部，氣體壓力與往復(fù)慣性力方向相反，合力為二者之差即往復(fù)慣性力使得氣體壓力對(duì)機(jī)構(gòu)的作用力減小。將氣體壓力（φ）與往復(fù)慣性疊加，即得沿氣缸軸線方向曲柄連桿機(jī)構(gòu)所承受的總作用力 33 對(duì)于四沖程汽油機(jī)，一個(gè)工作循環(huán)中各力變化曲線如圖33所示。偏差值和鋸齒波形反映了理論分析中所忽略了的重力、摩擦力、連桿往復(fù)擺動(dòng)慣性力及活塞在上、下止點(diǎn)處突然換向時(shí)由于存在軸承配合間隙而引起的沖擊振動(dòng)等因素的影響。轉(zhuǎn)速越低則偏差值越大。實(shí)測曲線的變化趨勢與按雙質(zhì)量代換系統(tǒng)進(jìn)行理論分析的結(jié)果基本一致。圖31 曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力分析為驗(yàn)證上述理論公式計(jì)算結(jié)果的正確性，在慣性加載式連桿滾針軸承試驗(yàn)機(jī)上采用動(dòng)態(tài)模擬試驗(yàn)方法得到了實(shí)測的曲柄連桿機(jī)構(gòu)往復(fù)慣性力曲線如圖32。曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性力通常按照動(dòng)力學(xué)當(dāng)量的雙質(zhì)量代換系統(tǒng)進(jìn)行計(jì)算如圖31。展開示功圖為氣體壓力。連桿滾針軸承工作時(shí)，主要是受氣缸內(nèi)燃?xì)獗l(fā)力和曲柄連桿機(jī)構(gòu)慣性力的作用，在不同方向上承受周期性的脈沖載荷。摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿總成的連桿大、小頭滾針軸承分別與曲柄銷和活塞銷相配合，發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿小頭隨活塞一起作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，同時(shí)繞活塞銷軸線往復(fù)擺動(dòng)，小頭軸承處于往復(fù)擺動(dòng)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。第3章 連桿滾針軸承改進(jìn)方法研究 現(xiàn)代摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿軸承廣泛采用了滾針軸承，它具有徑向結(jié)構(gòu)緊湊、摩擦阻力小、潤滑方便、磨損均勻、互換性好和損壞后易于更換等特點(diǎn)。本章小結(jié) 本章闡述了連桿滾針軸承失效分析的方法，并針對(duì)失效樣品進(jìn)行相應(yīng)的失效分析。 把在實(shí)際條件下軸承上所承受的載荷轉(zhuǎn)化為實(shí)驗(yàn)條件下的載荷稱為當(dāng)量動(dòng)載荷，對(duì)軸承元件來講這個(gè)載荷是變動(dòng)的，實(shí)驗(yàn)研究時(shí)，軸承壽命用106轉(zhuǎn)為單位比較方便(記數(shù)器)，但在實(shí)際生產(chǎn)中一般壽命用小時(shí)表示，為此須進(jìn)行轉(zhuǎn)換 22 摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿滾針軸承在高溫下工作，故而引入溫度系數(shù)表21 溫度系數(shù)（℃）≤1201251502003001 故而： 23 在上式23中，摩托車連桿滾針軸承綜合其實(shí)際工作溫度，最終得出實(shí)際使用壽命。也就是軸承在額定動(dòng)載荷C作用下，這種軸承工作一百萬轉(zhuǎn)（106）而不發(fā)生點(diǎn)蝕失效的可靠度為90%，C越大承載能力越高。 額定壽命，是指同樣規(guī)格（型號(hào)、材料、工藝）的一批軸承，在同樣的工作條件下使用，90%的軸承不產(chǎn)生點(diǎn)蝕，所經(jīng)歷的轉(zhuǎn)數(shù)或小時(shí)數(shù)稱為軸承額定壽命。若以統(tǒng)計(jì)壽命為1單位，最長的相對(duì)壽命為4單位， ~ ，最長與最短壽命之比為20 ~ 40倍。 軸承的壽命計(jì)算 軸承壽命是指在一定載荷作用下，軸承在出現(xiàn)點(diǎn)蝕前所經(jīng)歷的轉(zhuǎn)數(shù)或小時(shí)數(shù)，稱為軸承壽命。點(diǎn)蝕失效主要是連桿滾針軸承承受脈沖的徑向載荷，而零件的強(qiáng)度不足，或承受沖擊載荷過大而發(fā)生疲勞點(diǎn)蝕失效；疲勞剝落主要是因?yàn)榱慵膹?qiáng)度不夠，承受的沖擊載荷過大，致使零件發(fā)生疲勞剝落；燒傷失效主要是由于連桿滾針軸承在工作時(shí)潤滑條件不達(dá)標(biāo)，其中包括潤滑油失效、油孔被堵塞，曲柄連桿機(jī)構(gòu)安裝不合理等因素造成潤滑油不能正常為連桿滾針軸承提供潤滑和散熱，使得