微型軸連軸承組件的設計分析

潘鋼鋒，姜維，程俊景，謝鵬飛

(洛陽軸研科技股份有限公司 特種軸承開發(fā)部，河南 洛陽 471039)

1 設計分析

微型軸連軸承組件與普通微型軸承相比，設計上的主要區(qū)別在于：需要精確確定軸與兩軸承外圈的雙溝溝心距，以及通過計算軸向配套尺寸以確定隔圈的長度。

在軸連軸承組件設計中，首先應選擇其結構，然后根據(jù)電動機裝配尺寸與配合精度要求確定組件的外形尺寸及安裝配合表面的尺寸及精度，優(yōu)化軸承結構主參數(shù)，合理選擇軸承工作表面幾何參數(shù)及精度，并精確計算組件內部的幾何結構參數(shù)。

軸連軸承組件如圖1所示，由驅動軸、外圈、鋼球、保持架、C形隔圈及凸緣組成?？紤]裝配工藝性和結構合理性，軸承選用內圈分離型角接觸球軸承結構，兩軸承為面對面安裝。在軸的兩溝道旁分別設計填球槽，以利于磨斜坡及軸承裝配。

由于軸承內圈與電動機驅動軸為一體結構，提高了軸承系統(tǒng)支承剛度和承載能力；該結構去掉了軸承內圈，改善了套圈裝于軸上的同軸度和傾斜度，提高了電動機轉子的定位精度；兩軸承采用分離型角接觸球軸承，并采用C形隔圈定位預緊，通過調整C形隔圈的長度來控制施加預載荷，預緊力控制更為精確，因而，軸承組件具有更高的剛度和長期工作的穩(wěn)定性。

1—驅動軸；2—外圈；3—鋼球；4—保持架；5—C形隔圈；6—凸緣

1.1 結構參數(shù)的確定

為保證軸連軸承組件接觸角及預過盈量的大小，配套時不僅要考慮徑向游隙，而且還要考慮軸向游隙。因此，設計時要計算軸向配套尺寸，確定C形隔圈長度。

采用定位預緊時，軸與兩外圈溝心距的幾何關系為[1]

Lw=LN+2Tsinα+2δa，

(1)

式中：Lw為兩外圈的溝心距；LN為軸上兩溝道的溝心距；T為單套軸承內、外圈的溝心距；δa為單套軸承在預載荷下的軸向變形量；α為軸承接觸角。

C形隔圈的長度為

l=Lw-2τ，

(2)

式中：τ為外圈溝中心到非基準面的距離。

設計時，先根據(jù)主機尺寸初步估算并選取軸上兩溝道的溝心距LN，為保證主機選配方便，應使軸連軸承組件尺寸的離散性較小，考慮加工工藝性，LN公差應盡可能小，按照 (1)～(2) 式計算出C形隔圈的長度l后，對設計結果進行軸向配套尺寸的驗證。當驗證結果不能滿足主機配套尺寸要求時，需調整LN，重新進行軸向配套尺寸設計計算，直至最終使兩外圈外端面跨距滿足電動機配套技術要求。

軸連軸承組件結構參數(shù)確定后，還需對軸連軸承的壽命、承載能力和摩擦力矩等進行計算及分析。以某型號軸連軸承組件為例，在其幾何參數(shù)確定后計算軸承的壽命、承載能力和摩擦力矩。

1.2 壽命

按照Hamrock-Dowson公式[2]分別計算出內、外溝道的最小油膜厚度分別為hmini=0.24 μm，hmine=0.26 μm。軸承的最小油膜厚度hmin為兩者中的小者，即hmin=0.24 μm。由此可計算出潤滑油膜參數(shù)Λ=4.3>3，則軸承處于完全彈性流體潤滑狀態(tài)。

根據(jù)滾動軸承疲勞壽命計算方法[3]，當軸承轉速為15 000 r/min、可靠度為99.99%時，軸連軸承的疲勞壽命為15年。由于軸連軸承在正常工作狀態(tài)下，接觸應力遠小于1 470 MPa，一般不會產(chǎn)生疲勞破壞，常常是由于軸承本身的磨損引起自身的精度降低，造成摩擦力矩或振動增加而失效。所以，對其磨損壽命進行計算和分析是十分必要的。

由于軸承的磨損規(guī)律復雜，所以磨損壽命至今尚無完善的計算方法。通常用徑向游隙的增量來表示軸承的磨損量，根據(jù)許用磨損系數(shù)估算出軸連軸承的磨損壽命為7年，因此，滿足該電動機對軸連軸承5年的壽命要求。

1.3 承載能力

根據(jù)軸連軸承工況條件和軸承優(yōu)化設計的主參數(shù)，計算出軸承的額定靜載荷為336 N，能夠滿足軸承在振動、沖擊條件下的力學環(huán)境試驗。計算出軸承在正常工作狀態(tài)下的接觸應力為1 009 MPa，滿足低摩擦磨損軸承最大接觸應力應小于1 470 MPa的要求，且鋼球與內、外圈接觸應力相當，符合等應力的優(yōu)化設計原則，證明軸承結構主參數(shù)選擇合適。當軸承在力學環(huán)境下產(chǎn)生諧振放大時，軸承徑向載荷增大50 N，軸向載荷增大60 N。在這種情況下，軸承的最大接觸應力為2 430 MPa，遠小于其所能承受的最大接觸應力3 430 MPa，軸連軸承的承載能力能夠滿足電動機的工作要求。

1.4 摩擦力矩及功耗

軸連軸承的摩擦力矩受載荷和轉速影響。軸承在徑向載荷1 N、軸向預載荷8 N、轉速15 000 r/min的條件下，載荷引起的摩擦力矩為0.058 mN·m，轉速引起的摩擦力矩為1.674 mN·m，則總摩擦力矩為1.73 mN·m。軸連軸承因摩擦發(fā)熱引起的功率損耗為2.72 W。

2 性能試驗

使用YZC-Ⅱ軸承摩擦力矩測試儀測試軸連軸承的低速動態(tài)摩擦力矩，測試轉速為10 r/min，結果顯示：低速動態(tài)摩擦力矩平均值不超過0.12 mN·m，力矩波動范圍不超過0.01 mN·m。

在大氣狀態(tài)下，將該微型軸連軸承組件裝入某小型電動機，使用毫瓦計試驗軸連軸承在轉速15 000 r/min時的運轉性能。結果表明：軸連軸承的功耗不超過2.5 W，功率波動較小，噪聲和振動都很小，具有很好的穩(wěn)定性。

3 結束語

微型軸連軸承組件結構的性能試驗結果表明：微型軸連軸承組件結構設計合理，旋轉精度高，其用于小型電動機很好地解決了采用普通微型角接觸球軸承時裝機困難及裝機合格率低等問題。