常麗萍，常亞南，楊雷雷

(1.中車(chē)株洲電機(jī)有限公司，湖南 株洲 412000；2.洛陽(yáng)軸承研究所有限公司，河南 洛陽(yáng) 471000；3.長(zhǎng)沙景嘉微電子股份有限公司，湖南 長(zhǎng)沙 410000)

0 引言

角接觸球軸承在武器裝備、軍用車(chē)輛等領(lǐng)域有著廣泛應(yīng)用，是關(guān)鍵零部件之一。隨著對(duì)主機(jī)性能要求的不斷提高，對(duì)與之配套的角接觸球軸承性能要求也越來(lái)越高。實(shí)際工程中，由于加工裝配誤差和運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)軸的撓曲變形不可避免，導(dǎo)致軸承內(nèi)外套圈發(fā)生相對(duì)傾斜[1]。若軸承內(nèi)外圈之間存在傾斜角，則必將影響軸承動(dòng)態(tài)性能，降低軸承旋轉(zhuǎn)精度，從而影響軸承使用壽命，甚至造成軸承卡死，引起軸承早期失效[2]。

國(guó)外對(duì)套圈傾斜角接觸球軸承的研究開(kāi)始較早。Ellis[3]對(duì)球軸承套圈傾斜進(jìn)行了研究，并論述了套圈傾斜產(chǎn)生的原因、可能的影響及傾斜故障的診斷方法，提出避免傾斜問(wèn)題的經(jīng)驗(yàn)性措施。Hinton[4-5]對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)球軸承因保持架疲勞斷裂而失效的案例進(jìn)行了分析，通過(guò)大量實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)套圈傾斜是主要原因之一。Crawford[6]對(duì)套圈傾斜狀態(tài)下軸承保持架的應(yīng)力進(jìn)行測(cè)試，發(fā)現(xiàn)當(dāng)套圈傾斜角從15.6′增加到36.6′時(shí)，軸承保持架的應(yīng)力波動(dòng)量從1.8 MPa增加到35.2 MPa，進(jìn)一步證實(shí)了Hinton的結(jié)論。Ertas等[7]結(jié)合試驗(yàn)與計(jì)算機(jī)仿真研究了套圈傾斜對(duì)軸承徑向剛度的影響，通過(guò)分析轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的特征頻率與臨界轉(zhuǎn)速，發(fā)現(xiàn)套圈固定的傾斜角會(huì)增加軸承的徑向剛度。Bugra等[8]通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試和轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)計(jì)算機(jī)建模，給出了不同軸向載荷工況條件下套圈發(fā)生傾斜時(shí)的角接觸球軸承徑向剛度。Damian等[9]通過(guò)數(shù)值計(jì)算方法研究了內(nèi)圈傾斜角對(duì)軸承載荷分布的影響。Oktaviana等[10]研究了內(nèi)圈傾斜角對(duì)角接觸球軸承打滑影響，發(fā)現(xiàn)在定位預(yù)緊下內(nèi)圈傾斜角不會(huì)增大軸承打滑。張學(xué)寧等[11]研究了套圈傾斜角對(duì)軸承接觸角的影響規(guī)律，發(fā)現(xiàn)套圈傾斜時(shí)接觸角沿位置角分布不均，且這些現(xiàn)象隨套圈傾斜角的增大而愈發(fā)明顯。周陽(yáng)[12]編制了考慮安裝誤差的角接觸球軸承計(jì)算軟件。熊萬(wàn)里等[13]研究了高速角接觸球軸承套圈傾斜角允許范圍，但其未考慮工況因素的影響。張進(jìn)華等[14]和方斌等[15]研究了聯(lián)合載荷作用下高速角接觸球軸承快速計(jì)算方法并對(duì)接觸角變化進(jìn)行分析。盡管針對(duì)內(nèi)圈傾斜角問(wèn)題國(guó)內(nèi)外學(xué)者開(kāi)展了上述工作，但大多數(shù)學(xué)者的分析均假設(shè)軸承在單一工況下運(yùn)行，沒(méi)有涉及轉(zhuǎn)速、軸向載荷、聯(lián)合載荷及滾珠材料等應(yīng)用條件改變時(shí)內(nèi)圈傾斜角對(duì)軸承動(dòng)態(tài)特性的影響分析。然而工程應(yīng)用條件十分復(fù)雜，軸承在單一工況下運(yùn)行的情況并不常見(jiàn)，且近年來(lái)氮化硅陶瓷滾動(dòng)體軸承逐漸被廣泛應(yīng)用，因此迫切需要全面地研究不同工況條件下及滾動(dòng)體材料為氮化硅陶瓷時(shí)內(nèi)圈傾斜角對(duì)軸承動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律，為工程應(yīng)用提供理論指導(dǎo)。

本文使用赫茲接觸理論建立了一種綜合考慮內(nèi)圈傾斜角、高速離心效應(yīng)的軸承分析計(jì)算模型，采用Newton-Raphson迭代法對(duì)模型求解，開(kāi)發(fā)了適用于內(nèi)圈傾斜條件的高速角接觸球軸承動(dòng)態(tài)性能分析軟件。在此基礎(chǔ)上，系統(tǒng)研究了復(fù)雜工況內(nèi)圈傾斜角對(duì)軸承接觸角、套圈最大接觸應(yīng)力(簡(jiǎn)稱(chēng)接觸應(yīng)力)、旋滾比、滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速以及剛度的影響規(guī)律。

1 內(nèi)圈傾斜球軸承建模理論與方法

1.1 幾何分析

假定軸承外圈固定，隨軸旋轉(zhuǎn)的內(nèi)圈可相對(duì)外圈移動(dòng)。當(dāng)內(nèi)圈相對(duì)外圈傾斜時(shí)，軸承一般會(huì)同時(shí)承受軸向負(fù)荷、徑向負(fù)荷和力矩，套圈不同位置處各組件之間的幾何關(guān)系將發(fā)生變化。軸承滾珠角位置如圖1所示。圖1中，dm為軸承中徑，軸承每個(gè)滾珠都對(duì)應(yīng)1個(gè)編號(hào)，編號(hào)為j的滾珠位置角ψj=360(j-1)/Z，j≤Z，Z為滾珠數(shù)目。

圖1 滾珠角位置

圖2為位置角ψj處，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)前后套圈滾道溝曲率中心與球心相對(duì)位置的變化。圖2中，δa表示軸向位移，δr表示徑向位移，θ表示內(nèi)圈傾斜角，A為外圈滾道溝曲率中心位置，保持固定不變，B點(diǎn)為球中心最初位置，B′為軸承運(yùn)動(dòng)平衡狀態(tài)球中心最終位置，C點(diǎn)為內(nèi)滾道溝曲率中心最初位置，C′點(diǎn)為軸承運(yùn)動(dòng)平衡狀態(tài)內(nèi)滾道溝曲率中心位置，α0為軸承初始接觸角，αij和αej分別為軸承運(yùn)動(dòng)平衡狀態(tài)滾珠內(nèi)、外接觸角，Aaj、Arj分別為軸承運(yùn)動(dòng)平衡狀態(tài)內(nèi)溝道曲率中心在軸向和徑向的分量，Xaj、Xrj分別為軸承運(yùn)動(dòng)平衡狀態(tài)球中心位置在軸向和徑向的分量，Δij為內(nèi)溝道曲率中心與球中心運(yùn)轉(zhuǎn)平衡位置之間的距離，Δej為外溝道曲率中心與球中心運(yùn)轉(zhuǎn)平衡位置之間的距離，Ri為內(nèi)滾道溝曲率中心軌跡的半徑，uc為軸承內(nèi)圈的離心膨脹量，BD為軸承靜止時(shí)內(nèi)、外溝道曲率中心的距離。

圖2 滾珠j位移圖

軸承內(nèi)圈高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心膨脹，軸承內(nèi)圈的離心膨脹量uc[16]表示為

(1)

式中:ρ為材料密度；ω為轉(zhuǎn)速；E為材料楊氏模量；d為軸承內(nèi)徑；υ為材料泊松比。

軸承運(yùn)行時(shí)，內(nèi)外溝道曲率中心與球中心運(yùn)轉(zhuǎn)平衡位置之間的距離為

Δij=(fi-0.5)Dw+δij，

(2)

Δej=(fe-0.5)Dw+δej，

(3)

式中:fi、fe為內(nèi)、外滾道溝曲率半徑系數(shù)；Dw為滾珠直徑；δij、δej為第j個(gè)滾珠與內(nèi)外滾道間的接觸變形。

變形后，軸承內(nèi)、外溝道曲率中心間距離在軸向和徑向分量分別表示為

Aaj=(fi+fe-1)Dwsinα0+δa+Riθsinψj，

(4)

Arj=(fi+fe-1)Dwcosα0+δrcosψj+uc，

(5)

運(yùn)行時(shí)，第j個(gè)滾珠與內(nèi)、外滾道接觸角可通過(guò)(6)式得到

(6)

根據(jù)勾股定理，得到變形協(xié)調(diào)方程組如下：

(Aaj-Xaj)2+(Arj-Xrj)2-[(fi-0.5)Dw+δij]2=0，

(7)

(8)

1.2 受力分析

高速角接觸球軸承中，球的離心力引起接觸變形和接觸角變化，加之球自轉(zhuǎn)軸線(xiàn)不斷變化引起陀螺力矩和相應(yīng)摩擦阻力，計(jì)算復(fù)雜。考慮通過(guò)軸承軸線(xiàn)和方位角ψj處球中心的平面，作用于球的載荷和力矩如圖3所示。圖3中：Mgj為第j個(gè)滾珠所受陀螺力矩，F(xiàn)cj為第j個(gè)滾珠的離心力，Qij、Qej分別為滾珠與滾道之間的法向接觸力；λij、λej為求解系數(shù)。

圖3 滾珠受力平衡

滾珠與滾道之間的法向接觸力表示為

(9)

式中：Kij、Kej為第j個(gè)滾珠與內(nèi)外滾道間的負(fù)荷變形系數(shù)。

根據(jù)圖3所示第j個(gè)滾珠的受力平衡情況，可以列出滾珠的平衡方程組為

(10)

Qijcosαij-Qejcosαej-

(11)

根據(jù)滾珠與軸承內(nèi)圈的力學(xué)關(guān)系，列出軸承內(nèi)圈的平衡方程為

(12)

(13)

式中:Fa為軸承所受軸向負(fù)荷；Fr為軸承所受徑向負(fù)荷。

2 模型求解

根據(jù)第1節(jié)模型，采用Newton-Raphson迭代法對(duì)模型求解對(duì)該動(dòng)剛度模型進(jìn)行求解，按照?qǐng)D4算法設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)了計(jì)算程序，求解精度ε=10-5.需要說(shuō)明的是，內(nèi)圈傾斜角θ并不是作為一個(gè)未知量經(jīng)迭代求解得出，而是通過(guò)預(yù)先給定它的值來(lái)研究?jī)?nèi)圈傾斜角對(duì)軸承動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律。采取這種處理方式有兩個(gè)原因：1)內(nèi)圈傾斜角通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試的方法易于獲得；2)內(nèi)圈傾斜角對(duì)軸承動(dòng)態(tài)特性的影響很大，如果將其作為迭代求解的未知量，則很難得出收斂的結(jié)果。

圖4 角接觸球軸承算法設(shè)計(jì)

3 計(jì)算結(jié)果與分析

使用自編程序與ROMAX軟件對(duì)7206軸承(基本結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1)計(jì)算實(shí)例進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果如圖5所示。由于ROMAX軟件輸出中不包含諸如軸承的旋滾比、滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速和動(dòng)剛度等參數(shù)結(jié)果，僅對(duì)軸承接觸角和內(nèi)、外圈最大接觸應(yīng)力進(jìn)行對(duì)比。從表1中的對(duì)比數(shù)據(jù)來(lái)看，本文計(jì)算結(jié)果與ROMAX軟件的計(jì)算結(jié)果十分吻合，最大計(jì)算差距3.7%.由此表明，本文分析模型所編制的程序可用于后續(xù)的分析。

表1 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖5 計(jì)算結(jié)果對(duì)比

以7008軸承(基本結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1)為例開(kāi)展研究。通過(guò)對(duì)接觸角、接觸應(yīng)力、旋滾比、滾珠公轉(zhuǎn)速度、剛度5個(gè)項(xiàng)點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算分析表征軸承動(dòng)態(tài)特性變化。

3.1 內(nèi)圈傾斜角對(duì)不同轉(zhuǎn)速工況下軸承動(dòng)態(tài)特性的影響

觀(guān)察圖6(a)、圖6(b)可知，內(nèi)圈傾斜角引起軸承內(nèi)、外圈接觸角波動(dòng)變化，不同轉(zhuǎn)速下波動(dòng)規(guī)律基本一致，表明內(nèi)、外圈接觸角波動(dòng)主要受內(nèi)圈傾斜角影響，轉(zhuǎn)速對(duì)其影響不大。

觀(guān)察圖6(c)、圖6(d)可知，隨轉(zhuǎn)速升高，內(nèi)圈傾斜角所引起的軸承接觸應(yīng)力波動(dòng)變?nèi)?。同樣?′傾斜角，當(dāng)轉(zhuǎn)速為10 000 r/min時(shí)，內(nèi)、外圈最大接觸應(yīng)力峰值較無(wú)內(nèi)圈傾斜角時(shí)分別變化8.0%、8.4%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為30 000 r/min，內(nèi)、外圈最大接觸應(yīng)力峰值較無(wú)內(nèi)圈傾斜角時(shí)分別變化5.7%、3.8%.

觀(guān)察圖6(e)可知，軸承轉(zhuǎn)速升高，內(nèi)圈傾斜角引起旋滾比大幅增加。轉(zhuǎn)速為10 000 r/min時(shí)，有6′傾斜角旋滾比最大值較內(nèi)圈傾斜前增加了7.8%；轉(zhuǎn)速為30 000 r/min時(shí)，有6′傾斜角旋滾比最大值較內(nèi)圈傾斜前增加了14.0%.旋滾比增大意味著軸承磨損發(fā)熱嚴(yán)重。

觀(guān)察圖6(f)滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速隨位置角的變化可知，軸承轉(zhuǎn)速愈高，內(nèi)圈傾斜角引起滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)幅度愈大。轉(zhuǎn)速為10 000 r/min時(shí)，6′內(nèi)圈傾斜角引起滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)最大變化量為80 r/min，占比0.8%；轉(zhuǎn)速為30 000 r/min時(shí)，6′內(nèi)圈傾斜角引起滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)最大變化量為570 r/min，占比1.9%.這意味著轉(zhuǎn)速為30 000 r/min時(shí)滾珠在公轉(zhuǎn)周期內(nèi)會(huì)經(jīng)歷更加劇烈的加速和減速過(guò)程。

由以上分析可知，軸承轉(zhuǎn)速升高，內(nèi)圈傾斜角所引起的軸承接觸應(yīng)力波動(dòng)變?nèi)?，但旋滾比、公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)變化均增強(qiáng)。這表明在高速下，內(nèi)圈傾斜角更易引發(fā)與軸承熱相關(guān)的失效模式，而非常見(jiàn)的疲勞失效。

圖6(g)為軸承動(dòng)態(tài)剛度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線(xiàn)，由圖6(g)可知：無(wú)論是否存在內(nèi)圈傾斜角，隨轉(zhuǎn)速升高，徑向剛度Kr、軸向剛度Ka和角剛度Kθ均呈下降趨勢(shì)，且角剛度下降最快。

圖6 內(nèi)圈傾斜角對(duì)不同轉(zhuǎn)速軸承動(dòng)態(tài)特性的影響(Fa=1 kN，F(xiàn)r=0 kN)

3.2 內(nèi)圈傾斜角對(duì)單軸向載荷工況下軸承動(dòng)態(tài)特性的影響

圖7給出了內(nèi)圈傾斜角為6′時(shí)不同軸向載荷軸承動(dòng)態(tài)特性變化曲線(xiàn)。通過(guò)觀(guān)察可以發(fā)現(xiàn)，軸向載荷增加顯著增大內(nèi)、外接觸角和最大接觸應(yīng)力，但幾乎不改變波動(dòng)規(guī)律，且隨著軸向載荷增大，增幅放緩。軸向載荷對(duì)內(nèi)圈旋滾比和滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速影響不大。無(wú)論是否存在內(nèi)圈傾斜角，隨軸向載荷增加，軸承動(dòng)態(tài)剛度變化規(guī)律一致[17]。

圖7 內(nèi)圈傾斜角對(duì)單軸向力工況下軸承動(dòng)態(tài)特性的影響(Fr=0 kN, 軸承轉(zhuǎn)速10 kr/min)

3.3 內(nèi)圈傾斜角對(duì)聯(lián)合載荷工況下軸承動(dòng)態(tài)特性的影響

圖8給出了內(nèi)圈傾斜角對(duì)聯(lián)合載荷工況軸承動(dòng)態(tài)特性的影響。通過(guò)觀(guān)察可以發(fā)現(xiàn)徑向載荷的作用會(huì)引起軸承動(dòng)態(tài)特性波動(dòng)，存在一個(gè)適當(dāng)?shù)膬?nèi)圈傾斜角將徑向載荷所帶來(lái)的接觸角、旋滾比、公轉(zhuǎn)速度的波動(dòng)降至最低。圖8(g)為內(nèi)圈傾斜角對(duì)聯(lián)合載荷工況下軸承動(dòng)態(tài)剛度的影響曲線(xiàn)，可以看到，內(nèi)圈傾斜角的存在增大了軸承徑向剛度和角剛度。以上這些變化對(duì)軸承穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)是有利的。然而，從圖8(c)、圖8(d)可知，內(nèi)圈傾斜角會(huì)引起軸承套圈最大應(yīng)力幅值增大，這削弱了軸承徑向承載能力。盡管如此，在對(duì)軸承徑向承載能力要求低的應(yīng)用場(chǎng)合，通過(guò)適當(dāng)初始內(nèi)圈傾斜角使軸承非均勻預(yù)緊[18]，可降低軸承磨損和發(fā)熱，增大軸承動(dòng)態(tài)剛度，提高主機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性。

圖8 內(nèi)圈傾斜角對(duì)聯(lián)合載荷工況下軸承動(dòng)態(tài)特性的影響(軸承轉(zhuǎn)速10 kr/min)

3.4 內(nèi)圈傾斜角對(duì)不同材料滾動(dòng)體軸承動(dòng)態(tài)特性的影響

內(nèi)圈傾斜角對(duì)不同材料滾動(dòng)體軸承動(dòng)態(tài)特性的影響如圖9所示。由圖9可知，受內(nèi)圈傾斜角影響，氮化硅陶瓷球軸承內(nèi)、外圈接觸角波動(dòng)較鋼球軸承小，氮化硅陶瓷球軸承旋滾比和滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速也遠(yuǎn)小于鋼球軸承。圖9(g)、圖9(i)為不同滾珠材料軸承動(dòng)態(tài)剛度變化曲線(xiàn)，從中可以看到，氮化硅陶瓷球軸承的動(dòng)態(tài)剛度大于鋼球軸承，隨轉(zhuǎn)速提高，氮化硅陶瓷球軸承動(dòng)態(tài)剛度下降速度小于鋼球軸承。此外，無(wú)論是鋼球軸承還是氮化硅陶瓷球軸承，軸承徑向剛度和角剛度因內(nèi)圈傾斜角作用而顯著增加，軸向剛度受內(nèi)圈傾斜角影響較小，幾乎沒(méi)有改變。相同的工況下，陶瓷球軸承比鋼球軸承有著相當(dāng)多的優(yōu)勢(shì)，具有更低的磨損和發(fā)熱、更高的剛度及運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性。

圖9 內(nèi)圈傾斜角對(duì)不同材料滾動(dòng)體軸承動(dòng)態(tài)特性的影響(Fa=1 kN, Fr=0 kN，軸承轉(zhuǎn)速30 kr/min)

盡管如此，從圖9(c)、圖9(d)可見(jiàn)，氮化硅陶瓷球軸承接觸應(yīng)力對(duì)內(nèi)圈傾斜角更加敏感，受內(nèi)圈傾斜角影響接觸應(yīng)力波動(dòng)更強(qiáng)烈，徑向承載能力下降更多?？梢钥吹剑?′傾斜角時(shí)：氮化硅陶瓷球軸承內(nèi)、外圈最大接觸應(yīng)力峰值較無(wú)內(nèi)圈傾斜角時(shí)分別變化8.0%、7.2%；鋼球軸承內(nèi)、外圈最大接觸應(yīng)力峰值較無(wú)內(nèi)圈傾斜角時(shí)分別變化5.6%、3.8%.鑒于此，使用氮化硅陶瓷球軸承時(shí)，應(yīng)更加嚴(yán)格地控制軸承配合件的形位公差，減小安裝后內(nèi)圈傾斜，否則易造成軸承提前失效。

4 結(jié)論

本文給出一種綜合考慮內(nèi)圈傾斜角、高速離心效應(yīng)的軸承分析計(jì)算模型，采用Newton-Raphson法求解該模型，研究了內(nèi)圈傾斜角對(duì)高速角接觸球軸承接觸角、接觸應(yīng)力、旋滾比、滾珠公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速以及剛度的影響。得出如下主要結(jié)論：

1)軸承轉(zhuǎn)速升高，內(nèi)圈傾斜角所引起的軸承接觸應(yīng)力波動(dòng)變?nèi)?，但旋滾比、公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速波動(dòng)變化均增強(qiáng)。這表明在高速下，內(nèi)圈傾斜角更易引發(fā)與軸承熱相關(guān)的失效模式，而非常見(jiàn)的疲勞失效。

2)對(duì)于承受聯(lián)合載荷的角接觸球軸承，適當(dāng)?shù)某跏純?nèi)圈傾斜角可大幅降低由徑向載荷所帶來(lái)的接觸角、旋滾比、公轉(zhuǎn)速度的波動(dòng)，顯著增大軸承徑向剛度和角剛度，但同時(shí)也會(huì)減弱軸承徑向承載能力。因此，在某些對(duì)軸承徑向承載能力要求低的應(yīng)用場(chǎng)合，通過(guò)適當(dāng)初始內(nèi)圈傾斜角使軸承非均勻預(yù)緊，可在一定程度上降低軸承磨損和發(fā)熱，增大軸承動(dòng)態(tài)剛度，提高主機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性。對(duì)于本文所研究的軸承及對(duì)應(yīng)的工況，-4′的內(nèi)圈傾斜角可最大程度減弱由徑向載荷帶來(lái)的軸承動(dòng)態(tài)特性不均勻分布。

3)內(nèi)圈存在傾斜角時(shí)，氮化硅陶瓷球軸承在接觸角、內(nèi)圈旋滾比、公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速、動(dòng)態(tài)剛度方面表現(xiàn)均優(yōu)于鋼球軸承，但與鋼球軸承相比接觸應(yīng)力受內(nèi)圈傾斜角影響波動(dòng)更加劇烈，徑向承載下降較多。因此，使用氮化硅陶瓷球軸承時(shí)，應(yīng)更加嚴(yán)格地控制軸承配合件的形位公差，減小安裝后內(nèi)圈傾斜，否則易造成軸承提前失效。