高速角接觸球軸承剛度計(jì)算及影響因素分析

丁鴻昌,李家成,李茂源,付會(huì)彬

(山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院,山東 青島 266590)

符號(hào)說(shuō)明

A——內(nèi)、外溝曲率中心距

B——軸承寬度

d——內(nèi)徑

d′i——內(nèi)圈溝道直徑

d′e——外圈溝道直徑

D——外徑

Dpw——球組節(jié)圓直徑

Dw——球直徑

Eb——外圈材料彈性模量

Eh——軸承座材料彈性模量

fe——外溝曲率半徑系數(shù)

fi——內(nèi)溝曲率半徑系數(shù)

F——外載荷

Fc——球離心力

j——第j個(gè)球

J——球轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

K——軸承剛度

K′——球與套圈接觸剛度

m——球質(zhì)量

M——傾斜力矩

Mg——球陀螺力矩

Q——球與套圈的接觸力

Ri——內(nèi)圈溝道半徑

t——時(shí)間

X——外溝曲率中心與球心之間的距離

Z——球數(shù)量

Δf1——軸與內(nèi)圈過(guò)盈量

Δf2——軸承座與外圈過(guò)盈量

ωb——球公轉(zhuǎn)角速度

ωr——球自轉(zhuǎn)角速度

ωc——保持架角速度

δ——內(nèi)、外圈相對(duì)位移

δ′e——外圈溝道直徑減小量

δ′i——內(nèi)圈溝道直徑增大量

θ——內(nèi)、外圈角位移

α——接觸角

ψ——球方位角

ζ——球姿態(tài)角

νb——外圈材料泊松比

νh——軸承座材料泊松比

μ——摩擦因數(shù)

x,y,z——坐標(biāo)軸方向

下標(biāo)

i——內(nèi)圈

e——外圈

角接觸球軸承是旋轉(zhuǎn)機(jī)械的重要零部件，具有摩擦力小，潤(rùn)滑簡(jiǎn)單和便于更換的優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于汽車、機(jī)床、精密儀器、航空航天、機(jī)器人等領(lǐng)域。隨機(jī)械工業(yè)的發(fā)展，旋轉(zhuǎn)機(jī)械朝著高精度，高速度，重載荷的方向發(fā)展，為滿足旋轉(zhuǎn)機(jī)械設(shè)備的要求，并確保系統(tǒng)的安全性和可靠性，有必要提高軸承在高轉(zhuǎn)速工況下的支承性能[1-4]。

文獻(xiàn)[5]基于簡(jiǎn)單的力學(xué)關(guān)系和理想的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)建立了滾動(dòng)軸承平衡方程，并分析了軸承在任意工況下的載荷分布;文獻(xiàn)[6]對(duì)低速時(shí)靜態(tài)軸承內(nèi)部的載荷分布及高速時(shí)動(dòng)態(tài)軸承的內(nèi)部載荷分布進(jìn)行了分析;文獻(xiàn)[7]基于ANSYS/LS-DYNA建立了角接觸球軸承有限元模型，分析了軸承應(yīng)力分布和動(dòng)態(tài)響應(yīng);文獻(xiàn)[8]建立了滾動(dòng)軸承接觸力學(xué)模型，采用組合曲面積分和有限元法求解滾動(dòng)體和滾道之間的接觸力;文獻(xiàn)[9]分析了軸承動(dòng)力學(xué)模型中載荷與撓度的關(guān)系，并提出了一種基于隱函數(shù)微分的解析模型用來(lái)計(jì)算剛度;文獻(xiàn)[10]分析了不同軸承配置下的主軸承剛度。

在上述研究的基礎(chǔ)上，以某角接觸球軸承為研究對(duì)象，綜合考慮了高轉(zhuǎn)速下球的離心力、陀螺力矩等參數(shù)的影響，建立了一個(gè)五自由度的角接觸球軸承剛度模型，分析軸向載荷、徑向載荷、轉(zhuǎn)速和過(guò)盈量等因素對(duì)軸承剛度的影響。

1 角接觸球軸承建模

以NSK 7212A5角接觸球軸承為研究對(duì)象，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。軸承內(nèi)、外圈和球材料均為GCr15軸承鋼，其材料參數(shù)為：彈性模量207 GPa，泊松比0.3，密度7 830 kg/m3，屈服應(yīng)力1 815 MPa。

表1 7212A5角接觸球軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

在CAD中建立該角接觸球軸承的二維模型，如圖1所示。為建立實(shí)用的軸承模型，提出以下假設(shè)[11-12]：1)外圈固定，內(nèi)圈會(huì)產(chǎn)生徑向或軸向偏轉(zhuǎn)；2)外圈和內(nèi)圈不彎曲，在球和溝道的接觸區(qū)域處會(huì)發(fā)生小變形，但不會(huì)影響2個(gè)溝道的整體形狀；3)球由保持架以恒定角度分開(kāi)，忽略保持架動(dòng)態(tài)行為；4)外載荷作用在套圈上，不會(huì)導(dǎo)致軸承套圈出現(xiàn)角度不對(duì)中；5)忽略潤(rùn)滑，軸承在等溫條件下運(yùn)轉(zhuǎn)。

圖1 角接觸球軸承二維模型

2 軸承動(dòng)態(tài)剛度計(jì)算

軸承動(dòng)態(tài)剛度是指在交變動(dòng)載荷作用下抵抗動(dòng)態(tài)位移的能力，是軸承在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的瞬時(shí)剛度，體現(xiàn)為球與溝道的接觸剛度[13-14]。

2.1 過(guò)盈配合分析

軸承在安裝過(guò)程中采用過(guò)盈配合，內(nèi)圈溝道直徑增大，外圈溝道直徑減小[15]。根據(jù)彈性力學(xué)可得

(1)

δ′e=

(2)

在軸承安裝后，初始接觸角α0變?yōu)棣?，則

(3)

2.2 平衡方程

接觸角作為角接觸球軸承的重要參數(shù)之一，大多數(shù)情況下為一個(gè)常量，稱為公稱接觸角。軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，接觸角會(huì)發(fā)生變化。為使軸承載荷分布計(jì)算更為精確，必須考慮其接觸角變化[16]。

第j個(gè)球中心與內(nèi)、外溝曲率中心的位置關(guān)系如圖2所示，對(duì)軸承施加載荷后，外溝曲率中心A保持不變，而內(nèi)溝曲率中心從C移動(dòng)到C′，球中心從O移動(dòng)到O′，球與外溝道的接觸角由α變?yōu)棣羍j，與內(nèi)溝道的接觸角從α變?yōu)棣羒j。

通過(guò)引入A1j，A2j，X1j，X2j輔助變量來(lái)描述圖2的幾何關(guān)系，即

(A1j-X1j)2+(A2j-X2j)2-[(fi-0.5)Dw+δij]2=0,

(4)

圖2 球和溝曲率中心的位置關(guān)系示意圖

考慮軸承五自由度，輔助變量A1j，A2j可表示為

A1j=BDsinα+δz+Riθxcosψj-Riθysinψj,

(5)

A2j=BDcosα+δxsinψj+δycosψj，

(6)

對(duì)于任意方位角的球，根據(jù)溝道控制理論，假設(shè)球的陀螺力矩可通過(guò)球與溝道之間的摩擦力并應(yīng)用D′Alembert原理來(lái)平衡，如圖3所示。

圖3 球的受力分析圖

球的力和力矩平衡方程為

(7)

μij+μej=1。

根據(jù)Hertz接觸理論確定球與內(nèi)、外圈溝道的接觸力為

(8)

球的離心力和陀螺力矩分別為

(9)

Mgj=Jωrωbsinζ;j=1,2,…,Z,

(10)

力和力矩作用下的軸承位移如圖4所示，由于軸承載荷及球位置變化,這2個(gè)接觸角可表示為

。 (11)

圖4 力和力矩作用下的軸承位移

Jones-Harris模型由3部分組成，即軸承零部件幾何約束關(guān)系，球力平衡和內(nèi)圈力平衡，該傳統(tǒng)模型僅x，y，z這3個(gè)平動(dòng)自由度。在該模型基礎(chǔ)上，增加軸承內(nèi)圈繞x，y軸的2個(gè)角位移，對(duì)5個(gè)自由度軸承模型進(jìn)行分析。

考慮到球?qū)?nèi)圈溝道的作用，軸承整體平衡方程為

(12)

2.3 軸承剛度矩陣

基于準(zhǔn)靜態(tài)模型的增量法計(jì)算五自由度剛度矩陣，即

(13)

式中：Kxx，Kyy為徑向剛度；Kzz為軸向剛度；Kθxθx，Kθyθy為角剛度。

在剛度矩陣K中，其他剛度元素相比于對(duì)角元素影響很小，分析中可忽略。對(duì)角元素可表示為

(14)

(4),(7),(12)式可通過(guò)Newton-Raphson法求解,最終通過(guò)(13)，(14)式可計(jì)算軸承剛度矩陣。通過(guò)剛度矩陣中主對(duì)角線的剛度值可得到軸向剛度Kzz、徑向剛度(Kxx=Kyy)、角剛度(Kθxθx=Kθyθy)。

3 模型驗(yàn)證

以NSK 7020A5型單列角接觸球軸承為研究對(duì)象，在預(yù)載荷分別為450，1 100，2 200 N時(shí)進(jìn)行理論計(jì)算，得到不同預(yù)載荷下軸承的剛度為

K450=

K1 100=

K2 200=

軸承理論剛度計(jì)算值與文獻(xiàn)[17]中的試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表2，由表可知，二者相對(duì)誤差在8%以內(nèi)，說(shuō)明建立的軸承剛度計(jì)算模型是可靠的。

表2 軸承剛度計(jì)算值與文獻(xiàn)中試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

4 結(jié)果分析

在上述理論研究的基礎(chǔ)上，分析NSK 7212A5軸承軸向載荷Fa、徑向載荷Fr、轉(zhuǎn)速n和安裝過(guò)盈量Δ對(duì)軸承剛度的影響。

4.1 軸向載荷對(duì)軸承剛度的影響

在Fr=0 N，Δ=5 μm，n=10 000 r/min下，軸承剛度隨軸向載荷的變化如圖5所示，由圖可知：當(dāng)軸向載荷增大時(shí)，徑向剛度、軸向剛度和角剛度均增大，且三者曲線均為非線性，增大幅度隨軸向載荷增大而減小。

圖5 軸承剛度隨軸向載荷的變化

4.2 徑向載荷對(duì)軸承剛度的影響

在Fa=295 N，Δ=5 μm，n=10 000 r/min時(shí)，軸承剛度隨徑向載荷的變化如圖6所示，由圖可知：隨徑向載荷增大，軸向剛度和角剛度逐漸減小，但變化緩慢；而徑向剛度增大，且增大趨勢(shì)較為明顯。這是由于徑向載荷增大時(shí)，軸承內(nèi)部游隙和球間距變大，接觸區(qū)球數(shù)量逐漸減少。

圖6 軸承剛度隨徑向載荷的變化

4.3 轉(zhuǎn)速對(duì)軸承剛度的影響

在Fr=0 N，F(xiàn)a=295 N，Δ=5 μm時(shí)，軸承剛度隨轉(zhuǎn)速的變化如圖7所示，由圖可知：隨軸承轉(zhuǎn)速增大，徑向剛度減小，軸向剛度和角剛度先減小后趨于穩(wěn)定。這是由于軸承轉(zhuǎn)速增大后，球離心力迅速變大，使軸承內(nèi)、外圈溝道間隙變大，導(dǎo)致球與外圈溝道之間的接觸角和接觸剛度減小。當(dāng)轉(zhuǎn)速增大到某值時(shí)，受軸承結(jié)構(gòu)限制，鋼球離心力引起的軸承溝道變形趨于穩(wěn)定，徑向剛度減小變緩，軸向剛度和角剛度也趨于穩(wěn)定。

圖7 軸承剛度隨轉(zhuǎn)速的變化

4.4 過(guò)盈量對(duì)軸承剛度的影響

在Fr=0 N，F(xiàn)a=295 N，n=10 000 r/min時(shí)，軸承剛度隨過(guò)盈量的變化如圖8所示，由圖可知：隨安裝過(guò)盈量增大，軸承徑向剛度變大，軸向剛度和角剛度則先減小后趨于穩(wěn)定。這是由于過(guò)盈量增大，軸承內(nèi)部間隙減小，球與內(nèi)、外圈溝道的接觸剛度增大，而球與內(nèi)、外圈溝道的接觸角減小。當(dāng)過(guò)盈量增大到某值時(shí)，受軸承結(jié)構(gòu)限制，軸承內(nèi)、外圈溝道變形趨于穩(wěn)定，徑向剛度增大變緩，軸向剛度和角剛度也趨于穩(wěn)定。

圖8 軸承剛度隨過(guò)盈量的變化

4.5 小結(jié)

轉(zhuǎn)速和徑向載荷屬于軸承使用條件，因而軸承預(yù)期剛度可通過(guò)設(shè)定軸向載荷和過(guò)盈量得到。在Fr=0 N，n=10 000 r/min時(shí)，F(xiàn)a及Δ綜合作用對(duì)軸承剛度的影響如圖9所示，由圖可知：當(dāng)Fa和Δ增大時(shí)，徑向剛度也隨之變大。因此，在實(shí)際工況下可根據(jù)軸向預(yù)緊力的推薦數(shù)值和過(guò)盈量來(lái)選擇軸承剛度的工作范圍。在低速、輕載工況下，盡量選用較小的安裝過(guò)盈量及軸向預(yù)緊力；在高速、重載工況下，盡量選用較大的安裝過(guò)盈量及軸向預(yù)緊力。

圖9 軸向載荷及過(guò)盈量綜合作用對(duì)軸承剛度的影響

5 結(jié)束語(yǔ)

在Jones-Harris剛度模型的基礎(chǔ)上建立了一個(gè)基于溝道控制理論的五自由度角接觸球軸承剛度計(jì)算模型，該模型計(jì)算值與試驗(yàn)值相對(duì)誤差在8%以內(nèi)，證明了該模型的可靠性。并分析了軸向載荷、徑向載荷、轉(zhuǎn)速和安裝過(guò)盈量對(duì)軸承剛度的影響，實(shí)際工況下可根據(jù)軸向預(yù)緊力的推薦數(shù)值和過(guò)盈量來(lái)選擇軸承剛度的工作范圍。