小微撓性陀螺電機(jī)軸承預(yù)緊力控制技術(shù)

蔡 曜,司玉輝,王玉琢,郭 偉,張 岳,屈 榮

(西安航天精密機(jī)電研究所,西安 710100)

0 引 言

撓性陀螺作為重要的慣性敏感器件,被廣泛應(yīng)用于航空、航天、兵器、船舶等領(lǐng)域。陀螺電機(jī)作為撓性陀螺的重要組成部分,為撓性陀螺提供恒定的角動(dòng)量,使其保持陀螺效應(yīng)[1]。陀螺電機(jī)的性能優(yōu)劣直接影響撓性陀螺的精度和功能,決定電機(jī)性能優(yōu)劣的一項(xiàng)關(guān)鍵因素是施加在電機(jī)成對(duì)軸承兩端的預(yù)緊力大小。適當(dāng)?shù)念A(yù)緊力可以提高電機(jī)的旋轉(zhuǎn)精度和質(zhì)心穩(wěn)定,降低振動(dòng)頻率和量級(jí)以保證工作壽命,同時(shí)提高電機(jī)的軸向剛度。當(dāng)預(yù)緊力過(guò)大時(shí),軸承的摩擦力矩增大,會(huì)加速軸承的磨損,縮短其使用壽命;當(dāng)預(yù)緊力過(guò)小時(shí),軸承的鋼球會(huì)與滾道之間發(fā)生相對(duì)滑動(dòng),產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲,同樣會(huì)加速磨損,影響其使用壽命[2]。

為分析軸承預(yù)緊力對(duì)電機(jī)性能的影響機(jī)理,并采取行之有效的控制措施,科研工作者進(jìn)行了一系列研究,其控制方法包括經(jīng)驗(yàn)檢測(cè)法、位移或力矩測(cè)試法、傳感器檢測(cè)法等[3]。文獻(xiàn)[2]利用薄膜壓力傳感器系統(tǒng)和高精度扭矩系統(tǒng),設(shè)計(jì)了一種直接測(cè)量電機(jī)軸承預(yù)緊力的方法,保證預(yù)緊力滿足設(shè)計(jì)指標(biāo)。影響該方法有效性的關(guān)鍵在于薄膜壓力傳感器的重復(fù)性,以及由最小二乘法確定的壓力-阻值傳遞函數(shù)的準(zhǔn)確性,因此要對(duì)該過(guò)程進(jìn)行精細(xì)的控制。文獻(xiàn)[4]針對(duì)液浮陀螺電機(jī)軸承配合力不均勻、不合適,易存在“假間隙”的問(wèn)題,提出軸承內(nèi)環(huán)選配,完善預(yù)緊力經(jīng)驗(yàn)調(diào)整方法,并使用剛度測(cè)量?jī)x實(shí)現(xiàn)預(yù)緊力的量化控制。實(shí)際生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)表明,同型號(hào)軸承不同批次間的差異較大,其所需的預(yù)緊力為某個(gè)特定范圍而不是具體的值,該方法可能會(huì)在軸承批次更換后失效,須重新建立轉(zhuǎn)換公式。文獻(xiàn)[5-6]為定量描述加載預(yù)緊力的電機(jī)軸向位移特性,均建立基于線性彈簧的電機(jī)軸向等效模型。文獻(xiàn)[5]還采用“兩砣法”實(shí)現(xiàn)對(duì)電機(jī)軸承預(yù)緊力的準(zhǔn)確預(yù)測(cè),但其效果驗(yàn)證部分是選取慣性時(shí)間超差的電機(jī)重新調(diào)整預(yù)緊力,使實(shí)際預(yù)緊力控制在目標(biāo)范圍內(nèi)。而實(shí)際工程應(yīng)用中,預(yù)緊力的目標(biāo)范圍往往能夠直接等效為慣性時(shí)間的目標(biāo)范圍,當(dāng)慣性時(shí)間超差時(shí),僅需在當(dāng)前的預(yù)緊力基礎(chǔ)上進(jìn)行微調(diào)即可,故所述方法的實(shí)用性還需進(jìn)一步完善。文獻(xiàn)[7]基于赫茲接觸理論,建立滾動(dòng)軸承靜力學(xué)模型,得到軸承預(yù)緊力-位移關(guān)系;利用ABAQUS對(duì)軸承進(jìn)行靜、動(dòng)態(tài)分析,得到軸向預(yù)緊力對(duì)位移及摩擦力矩的影響規(guī)律;以7004AC、7300B、708C三類(lèi)軸承為工程實(shí)踐對(duì)象,驗(yàn)證了理論計(jì)算及有限元仿真結(jié)果的合理性,為軸承預(yù)緊力的精確控制提供了理論、數(shù)據(jù)支撐。此外,文獻(xiàn)[8]從軸承摩擦力矩的幅值與波動(dòng)性維度,文獻(xiàn)[9-10]從振動(dòng)精度維度,文獻(xiàn)[11]從溫度維度,文獻(xiàn)[12]從摩擦和常溫蠕變維度,文獻(xiàn)[13]從壽命維度,分別分析各維度與預(yù)緊力之間的相互關(guān)系和影響。

針對(duì)現(xiàn)有研究成果仍存在的問(wèn)題,研究小微撓性陀螺電機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),對(duì)其預(yù)緊力加載情況進(jìn)行受力分析,確定使用最小推力、摩擦力矩、慣性時(shí)間等指標(biāo)控制電機(jī)軸承的預(yù)緊力。根據(jù)科研生產(chǎn)單位的實(shí)際產(chǎn)能情況,從工藝技術(shù)層面提出流程簡(jiǎn)單、方法可行、質(zhì)量可靠的電機(jī)軸承預(yù)緊力控制技術(shù),包括基于定扭矩、定推力的預(yù)緊力粗調(diào)方法,基于摩擦力矩、慣性時(shí)間雙工藝技術(shù)指標(biāo)的預(yù)緊力精調(diào)方法,以及選配和手工研磨相結(jié)合的內(nèi)、外軸套高度差調(diào)整方法。選取型號(hào)產(chǎn)品進(jìn)行工程實(shí)踐,驗(yàn)證電機(jī)軸承預(yù)緊力控制技術(shù)的有效性和可靠性。

1 電機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和預(yù)緊力分析

1.1 預(yù)緊力

施加在電機(jī)成對(duì)軸承兩端的預(yù)緊力,是指安裝軸承時(shí)使?jié)L珠和內(nèi)、外環(huán)之間產(chǎn)生一定的初始?jí)毫皖A(yù)變形,以保持內(nèi)、外環(huán)均處于壓緊狀態(tài),使軸承在工作載荷下處于負(fù)游隙狀態(tài)下運(yùn)轉(zhuǎn)。

預(yù)緊力的作用包括但不限于:增加軸承和系統(tǒng)的剛度,減小軸承和系統(tǒng)變形量;確保轉(zhuǎn)子的軸向、徑向定位正確,提高轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)精度;減小慣性力矩引起滾珠相對(duì)于內(nèi)、外環(huán)滾道的滑動(dòng);補(bǔ)償因磨損造成的軸承內(nèi)部游隙變化;延長(zhǎng)軸承的工作壽命;提升整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和環(huán)境適應(yīng)性,降低在動(dòng)態(tài)環(huán)境應(yīng)力下的振動(dòng)和噪聲。

預(yù)緊力的確定應(yīng)遵守的原則包括但不限于:預(yù)緊力的下限在于,軸承受到最大力或位移載荷時(shí),滾珠和內(nèi)、外環(huán)之間不產(chǎn)生間隙,預(yù)緊力不發(fā)生失效;預(yù)緊力應(yīng)使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的固有頻率盡可能大,一般情況下應(yīng)大于1 000 Hz。預(yù)緊力的上限在于,預(yù)緊力不應(yīng)使軸承受到的載荷超過(guò)其材料的屈服強(qiáng)度,使軸承產(chǎn)生塑性變形;靜態(tài)下預(yù)緊力不應(yīng)使軸承受到的載荷超過(guò)軸承基本額定靜載荷,產(chǎn)生的摩擦力矩應(yīng)小于起動(dòng)力矩;動(dòng)態(tài)下預(yù)緊力不應(yīng)使軸承受到的載荷超過(guò)軸承額定動(dòng)載荷,以確保軸承壽命。

1.2 電機(jī)結(jié)構(gòu)

小微撓性陀螺電機(jī)由底座、電機(jī)定子、電機(jī)轉(zhuǎn)子、陀螺轉(zhuǎn)子、軸承(含外環(huán)、內(nèi)環(huán)、滾珠、保持架)、內(nèi)軸套、外軸套、鎖緊螺母組成,其三維結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 電機(jī)三維結(jié)構(gòu)圖

由圖1可知,電機(jī)定子、軸承外環(huán)安裝在底座上,保持靜止,電機(jī)轉(zhuǎn)子、陀螺轉(zhuǎn)子通過(guò)Φ3 mm凸臺(tái)貼緊軸承內(nèi)環(huán)端面,將一對(duì)軸承背對(duì)背夾緊在內(nèi)、外軸套兩端,由鎖緊螺母鎖緊,高速旋轉(zhuǎn)。

1.3 受力分析

分析小微撓性陀螺電機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),并與液浮陀螺電機(jī)進(jìn)行對(duì)比。

(1)液浮陀螺電機(jī)

液浮陀螺電機(jī)的結(jié)構(gòu)可參考文獻(xiàn)[1],其依靠?jī)涉i緊螺母壓緊兩軸承內(nèi)環(huán)施加預(yù)緊力,兩軸承內(nèi)環(huán)之間無(wú)支撐結(jié)構(gòu)件,內(nèi)環(huán)直接被壓緊在滾珠上。鎖緊螺母對(duì)軸承內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力F,與軸承外環(huán)通過(guò)滾珠對(duì)內(nèi)環(huán)提供的軸向支撐力相等。對(duì)液浮陀螺電機(jī)的一個(gè)軸承作受力分析,省略保持架,具體如圖2所示。

圖2 液浮陀螺電機(jī)軸承受力分析圖

圖2中:F為鎖緊螺母對(duì)軸承內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力;F1為滾珠對(duì)軸承內(nèi)環(huán)的支撐力,作用位置為滾珠與內(nèi)環(huán)滾道的點(diǎn)接觸位置,方向垂直于切向方向,該力為真正決定軸承游隙、剛度、精度、摩擦、振動(dòng)、噪聲、質(zhì)量等運(yùn)轉(zhuǎn)特征的關(guān)鍵因素;F11為F1的軸向分量;F12為F1的徑向分量。在力平衡狀態(tài)下,滿足下式:

(1)

式中:N為滾珠數(shù)量。隨著F的增大,內(nèi)環(huán)相對(duì)外環(huán)位置將下移,內(nèi)環(huán)滾道與滾珠的接觸位置隨之改變,這導(dǎo)致θ減小,cosθ增大。根據(jù)式(1),使用薄膜壓力傳感器等方法測(cè)得鎖緊螺母對(duì)內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力F,即可大致計(jì)算滾珠對(duì)內(nèi)環(huán)的支撐力F1。

(2)小微撓性陀螺電機(jī)

小微撓性陀螺電機(jī)的成對(duì)軸承之間設(shè)計(jì)有分別支撐兩軸承內(nèi)環(huán)、兩軸承外環(huán)的內(nèi)軸套、外軸套,內(nèi)環(huán)被壓緊在內(nèi)軸套上,并與滾珠貼緊。鎖緊螺母對(duì)軸承內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力F,與內(nèi)軸套及滾珠對(duì)其提供的軸向支撐力相等。對(duì)小微撓性陀螺電機(jī)的一個(gè)軸承作受力分析,省略保持架,具體如圖3所示。

圖3 小微撓性陀螺電機(jī)軸承受力分析圖

圖3中:F,F1,F11,F12含義與液浮陀螺電機(jī)中一致;F2為內(nèi)軸套對(duì)內(nèi)環(huán)的支撐力。在力平衡狀態(tài)下,滿足下式:

(2)

可以看出,在同樣的預(yù)緊力F作用下,小微撓性陀螺電機(jī)相比液浮陀螺電機(jī),實(shí)際所用于軸承的有效力F1更小。F1受鎖緊螺母對(duì)內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力F影響較小,基本由內(nèi)軸套、外軸套的高度差決定,其規(guī)律為外軸套高度較內(nèi)軸套高度越長(zhǎng),滾珠對(duì)軸承內(nèi)環(huán)的支撐力F1越大,可由式(3)描述。

F1∝(H-h)

(3)

式中:H為外軸套高度;h為內(nèi)軸套高度。

當(dāng)高度差確定時(shí),即使通過(guò)鎖緊螺母增大預(yù)緊力F,其主要部分也會(huì)被內(nèi)軸套對(duì)內(nèi)環(huán)的支撐力F2所承擔(dān),作用于軸承上的滾珠對(duì)軸承內(nèi)環(huán)的支撐力F1的增量較小。由于不能準(zhǔn)確判斷內(nèi)軸套和N個(gè)滾珠各自為內(nèi)環(huán)提供的支撐力占比,故即使使用薄膜壓力傳感器等方法測(cè)得鎖緊螺母對(duì)內(nèi)環(huán)施加的預(yù)緊力F,也無(wú)法計(jì)算真正決定軸承運(yùn)轉(zhuǎn)特征的關(guān)鍵因素F1。因此,更為可行的預(yù)緊力控制技術(shù)是:定量控制鎖緊螺母擰緊力矩,保證鎖緊可靠即可;通過(guò)調(diào)整內(nèi)、外軸套的高度差改變預(yù)緊力,并借助最小推力F3、摩擦力矩M、慣性時(shí)間T等指標(biāo)間接反映預(yù)緊力的大小,最終保證裝配電機(jī)的質(zhì)量。

2 預(yù)緊力控制技術(shù)

文獻(xiàn)[14]詳細(xì)介紹了預(yù)緊力的確定方法,包括靜載荷和振動(dòng)載荷計(jì)算、進(jìn)動(dòng)力矩計(jì)算、一階固有頻率和不平衡力矩計(jì)算等,最終較為準(zhǔn)確地計(jì)算出某陀螺電機(jī)所需預(yù)緊力的范圍,為預(yù)緊力的選定提供理論支撐。但在陀螺電機(jī)的實(shí)際裝配過(guò)程中,對(duì)成對(duì)軸承施加預(yù)緊力,還存在著一定的問(wèn)題,受軸承和系統(tǒng)關(guān)鍵零部件在公差范圍內(nèi)的尺寸差異、同一批次軸承的接觸角、含油率等關(guān)鍵特性的差異,施加的預(yù)緊力并非能夠如理論計(jì)算般方便和準(zhǔn)確。因此,需要從工藝技術(shù)層面,根據(jù)生產(chǎn)制造實(shí)際情況,制定一套可行、可靠的預(yù)緊力控制技術(shù),提升小微撓性陀螺電機(jī)的質(zhì)量。

2.1 基于定扭矩、定推力的預(yù)緊力粗調(diào)方法

軸承系統(tǒng)由成對(duì)軸承、內(nèi)軸套、外軸套、軸及鎖緊螺母組成。在軸承系統(tǒng)裝配完成,鎖緊螺母鎖緊的情況下,鎖緊螺母對(duì)軸承施加的預(yù)緊力F,與內(nèi)軸套、外軸套對(duì)軸承提供的支撐力相等。同型號(hào)的軸承系統(tǒng),受關(guān)鍵零部件尺寸差異、關(guān)鍵特性差異的影響,其外軸套對(duì)軸承提供的支撐力在預(yù)緊力中的占比δ(δ≤100%)應(yīng)為一范圍值?；诖?可對(duì)預(yù)緊力進(jìn)行粗調(diào)。

設(shè)計(jì)的預(yù)緊力粗調(diào)工裝,并裝配軸承系統(tǒng),如圖4所示。

圖4 預(yù)緊力粗調(diào)三維結(jié)構(gòu)圖

圖4中,工藝軸設(shè)計(jì)有Φ3 mm凸臺(tái),與下方軸承內(nèi)環(huán)緊密貼合;工藝鎖緊螺母的外圓尺寸為Φ3 mm,并對(duì)稱銑其外圓,加工成寬2.2 mm的方邊,便于使用特制螺刀擰緊,與上方軸承內(nèi)環(huán)緊密貼合。

當(dāng)工藝鎖緊螺母擰緊時(shí),外環(huán)將對(duì)外軸套施加壓力F·δ,該值與外軸套對(duì)軸承外環(huán)提供的支撐力大小一致、方向相反。外軸套、外環(huán)之間的摩擦系數(shù)f受表面粗糙度、材料等因素影響,為已知量。能夠推動(dòng)外軸套的最小推力F3可以間接反映預(yù)緊力F的大小,具體如下式:

(4)

式中:f為外軸套、外環(huán)之間的摩擦系數(shù);δ為外環(huán)對(duì)外軸套的施加的壓力在預(yù)緊力中的占比。受個(gè)體差異影響,δ和f均為范圍值,故該方法只能對(duì)預(yù)緊力進(jìn)行粗調(diào),使預(yù)緊力保持在目標(biāo)值范圍附近,為后續(xù)精調(diào)作準(zhǔn)備。

為了提高預(yù)緊力粗調(diào)的精度和一致性,使粗調(diào)后的預(yù)緊力與目標(biāo)預(yù)緊力的差值絕對(duì)值最小,提出兩個(gè)關(guān)鍵控制點(diǎn):定扭矩、定推力。

(1)定扭矩

工藝鎖緊螺母的擰緊力矩大小會(huì)影響其對(duì)內(nèi)環(huán)的軸向壓力。設(shè)計(jì)與工藝鎖緊螺母形狀配套的專用螺刀頭,安裝于力矩螺刀上,可以量化控制擰緊力矩,以間接控制軸向壓力。專用螺刀頭和力矩螺刀如圖5所示。

圖5 專用螺刀頭和力矩螺刀

(2)定推力

外軸套的最小推力F3為預(yù)緊力粗調(diào)的目標(biāo)參數(shù),使用具備記憶功能的雙指針高精度張力計(jì)可準(zhǔn)確測(cè)試該值。建議的張力計(jì)量程為0～1 000 g,最小分度值不大于10 g,某型號(hào)張力計(jì)的實(shí)物圖如圖6所示。

圖6 張力計(jì)實(shí)物圖

結(jié)合式(2)至式(4)可知,外軸套高度較內(nèi)軸套高度越長(zhǎng),能夠推動(dòng)外軸套的最小推力F3越大,可通過(guò)式(5)描述:

F3∝(H-h)

(5)

因此,當(dāng)張力計(jì)測(cè)得的F3大于工藝技術(shù)指標(biāo)時(shí),需減小外軸套尺寸或增大內(nèi)軸套尺寸;當(dāng)張力計(jì)測(cè)得的F3小于工藝技術(shù)指標(biāo)時(shí),需增大外軸套尺寸或減小內(nèi)軸套尺寸。通過(guò)該原則仔細(xì)調(diào)整內(nèi)、外軸套的高度差,最終使F3滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求。

2.2 基于摩擦力矩、慣性時(shí)間的預(yù)緊力精調(diào)方法

小微撓性陀螺電機(jī)受其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)約束,需要借助摩擦力矩M、慣性時(shí)間T以間接反映預(yù)緊力F的大小。

(1)摩擦力矩M

電機(jī)使用的角接觸球軸承,根據(jù)其內(nèi)部摩擦特點(diǎn),軸承摩擦力矩M的表達(dá)式如下:

M=Me+Moil+Md+Ms+Mch+Mcx

(6)

式中:Me為材料的彈性滯后產(chǎn)生的滾動(dòng)摩擦力矩;Moil為潤(rùn)滑劑黏性引起的摩擦力矩;Md為差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦力矩;Ms為自旋滑動(dòng)引起的摩擦力矩;Mch為鋼球與保持架接觸引起的摩擦力矩;Mcx為保持架與引導(dǎo)擋邊摩擦引起的摩擦力矩。

鄧四二教授在文獻(xiàn)[8]中給出了角接觸球軸承各摩擦力矩分量的數(shù)學(xué)表達(dá)式,同時(shí)采用預(yù)估-矯正GSTIFF變步長(zhǎng)積分算法研究軸承預(yù)緊力對(duì)摩擦力矩的影響。研究結(jié)果表明,在軸承所能承受的最大、最小預(yù)緊力區(qū)間內(nèi),摩擦力矩的大小將隨著預(yù)緊力的增大,先減小后增大,并非單調(diào)變化。使用該文獻(xiàn)數(shù)據(jù),以預(yù)緊力為橫坐標(biāo),以摩擦力矩為縱坐標(biāo),繪制摩擦力矩-預(yù)緊力曲線,如圖7所示。

圖7 摩擦力矩-預(yù)緊力曲線

圖7曲線近似于一元二次函數(shù)曲線,在區(qū)域S范圍內(nèi)(不含極小值),同一摩擦力矩M將對(duì)應(yīng)兩個(gè)不同的預(yù)緊力F。這將導(dǎo)致,根據(jù)當(dāng)前電機(jī)的摩擦力矩實(shí)測(cè)值,無(wú)法直接判斷應(yīng)增大或減小預(yù)緊力,存在摩擦力矩M調(diào)整至滿足指標(biāo)要求的情況下,實(shí)際施加的預(yù)緊力F并不適合的情況。

該問(wèn)題通過(guò)預(yù)緊力粗調(diào)方法已得到有效解決。經(jīng)粗調(diào)后的電機(jī),其預(yù)緊力將被有效控制在摩擦力矩-預(yù)緊力曲線極小值的右端區(qū)域,在該區(qū)域內(nèi),摩擦力矩M隨預(yù)緊力F的增大而增大,呈單調(diào)遞增變化,可由式(7)描述:

M∝F

(7)

(2)慣性時(shí)間T

慣性時(shí)間T是指電機(jī)在額定狀態(tài)下從斷開(kāi)電源至轉(zhuǎn)速降為零所持續(xù)的時(shí)間,反映電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與軸承系統(tǒng)摩擦力矩M的關(guān)系。其實(shí)質(zhì)是電機(jī)在預(yù)緊力的作用下,產(chǎn)生的摩擦力矩M對(duì)電機(jī)功率的消耗,該值受軸承質(zhì)量、潤(rùn)滑狀態(tài)等因素的影響。

電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)械方程由下式表示:

(8)

式中:J為轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ω為電機(jī)轉(zhuǎn)速;Md為驅(qū)動(dòng)力矩;Ma為風(fēng)摩力矩。驅(qū)動(dòng)力矩Md、風(fēng)摩力矩Ma、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J、電機(jī)轉(zhuǎn)速ω在電機(jī)設(shè)計(jì)、生產(chǎn)完成后,均為定值,故慣性時(shí)間T與摩擦力矩M之間存在著明確的數(shù)學(xué)關(guān)系。簡(jiǎn)言之,摩擦力矩M越大,則慣性時(shí)間T越小。結(jié)合式(7),慣性時(shí)間T與預(yù)緊力F的關(guān)系可由下式描述:

(9)

結(jié)合式(2)、式(3)、式(7)、式(9),可以確定內(nèi)、外軸套高度差與摩擦力矩M、慣性時(shí)間T的相關(guān)性如下式:

(10)

根據(jù)式(10)規(guī)則,同時(shí)考慮電機(jī)裝配完成后,外環(huán)與底座膠接,外軸套無(wú)法取出的結(jié)構(gòu)約束。當(dāng)摩擦力矩M大于工藝技術(shù)指標(biāo),或慣性時(shí)間T小于工藝技術(shù)指標(biāo)時(shí),需增大內(nèi)軸套尺寸;當(dāng)摩擦力矩M小于工藝技術(shù)指標(biāo),或慣性時(shí)間T大于工藝技術(shù)指標(biāo)時(shí),需減小內(nèi)軸套尺寸。仔細(xì)調(diào)整內(nèi)、外軸套的高度差,最終使摩擦力矩M、慣性時(shí)間T滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求。

2.3 內(nèi)、外軸套高度調(diào)整方法

小微撓性陀螺電機(jī)的內(nèi)、外軸套尺寸小,內(nèi)軸套尺寸為Φ3 mm×5 mm,兩種軸套的兩端面平行度要求為不大于5 μm。平行度超差時(shí),會(huì)導(dǎo)致內(nèi)環(huán)安裝位置歪斜,增大軸承摩擦,降低軸承壽命,影響電機(jī)質(zhì)量。當(dāng)需要調(diào)整內(nèi)、外軸套高度差時(shí),若調(diào)整量超過(guò)10 μm,在手工研磨的生產(chǎn)模式下,則難以保證軸套兩端面的平行度。為兼顧電機(jī)裝配的質(zhì)量和效率,提出“選配、手工研磨結(jié)合”的電機(jī)裝配工藝流程。

(1)選配

內(nèi)、外軸套高度的公差為±0.025 mm,將該公差均分為10組,則每組的尺寸跨度為5 μm。在內(nèi)、外軸套的機(jī)械加工階段,使用平磨機(jī)為每組尺寸的內(nèi)、外軸套分別進(jìn)行齊套,由設(shè)備批量齊套的零件精度高、一致性好,兩端面平行度一般可以保證不大于3 μm。

按尺寸分組好的內(nèi)、外軸套放置于電機(jī)裝配生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng),在電機(jī)裝配時(shí),操作人員根據(jù)所需尺寸在對(duì)應(yīng)分組中選取內(nèi)、外軸套進(jìn)行裝配,測(cè)試最小推力F3、摩擦力矩M、慣性時(shí)間T等指標(biāo),當(dāng)指標(biāo)不滿足時(shí),重選配其他尺寸的內(nèi)、外軸套,直至滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求。

(2)研磨

僅通過(guò)選配的方法,偶有電機(jī)仍不滿足指標(biāo)要求;或生產(chǎn)現(xiàn)場(chǎng)某尺寸的軸套已用完,后續(xù)齊套周期長(zhǎng),生產(chǎn)任務(wù)節(jié)點(diǎn)不允許等待。此時(shí)可以使用相鄰尺寸的軸套,通過(guò)研磨的方式對(duì)其高度進(jìn)行微調(diào),研磨量一般不超過(guò)5 μm。

為保證手工研磨質(zhì)量,研磨后的軸套兩端面平行度不大于5 μm,設(shè)計(jì)手工研磨工裝如圖8所示。

圖8 手工研磨工裝

工裝材料為銅H62,工裝的平面度不超過(guò)3 μm。

使用方法:將內(nèi)軸套、外軸套安裝于對(duì)應(yīng)的安裝孔中,其研磨面與工裝下端面(同為研磨面)平齊,擰緊螺釘使工裝將內(nèi)、外軸套夾緊。手持工裝,按壓在研磨平板上,使用“8”字研磨法進(jìn)行研磨,此時(shí)內(nèi)、外軸套研磨面,以及工裝的下端面同時(shí)被研磨。研磨完成后,松開(kāi)螺釘,取下內(nèi)、外軸套并用汽油清洗,然后用于電機(jī)預(yù)緊力的粗調(diào)、精調(diào)工序。

手工研磨的研磨量較小;手工研磨工裝的面積遠(yuǎn)大于內(nèi)、外軸套的面積,且工裝具有較高的形位精度。故在該工裝的結(jié)構(gòu)約束下,研磨后內(nèi)、外軸套的兩端面平行度能夠保證不大于5 μm。當(dāng)不滿足該形位精度時(shí),該軸套不用于裝配電機(jī),返修或報(bào)廢處理。

3 工程實(shí)踐

為進(jìn)一步驗(yàn)證本文預(yù)緊力控制技術(shù)的有效性,選取實(shí)際生產(chǎn)的小微撓性陀螺開(kāi)展工程實(shí)踐。陀螺電機(jī)使用的軸承類(lèi)型為SWC-B719角接觸球軸承,工藝技術(shù)指標(biāo):最小推力F3為(500±50)g,摩擦力矩M為0.5～0.7 g·cm,慣性時(shí)間T為4～10 s。

隨機(jī)選取某批次小微撓性陀螺,數(shù)量為31塊,各陀螺電機(jī)對(duì)應(yīng)的內(nèi)、外軸套平行度最大值∥,最小推力F3、摩擦力矩M、慣性時(shí)間T的實(shí)測(cè)值如表1所示。

由表1中數(shù)據(jù)可知,通過(guò)選配、手工研磨結(jié)合的工藝方法調(diào)整內(nèi)、外軸套的高度差,可以保證內(nèi)、外軸套的兩端面平行度不大于5 μm。通過(guò)預(yù)緊力粗調(diào)、精調(diào)結(jié)合的工藝方法,可以有效控制電機(jī)的摩擦力矩M、慣性時(shí)間T滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求。

進(jìn)一步分析電機(jī)摩擦力矩M、慣性時(shí)間T的實(shí)測(cè)數(shù)據(jù),計(jì)算特征參數(shù):最大值、最小值、極差、平均值、標(biāo)準(zhǔn)偏差,如表2所示。

表2 小微撓性陀螺電機(jī)特征參數(shù)

使用電機(jī)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)和特征參數(shù),繪制摩擦力矩M、慣性時(shí)間T的直方圖,如圖9所示。

圖9 摩擦力矩和慣性時(shí)間直方圖

由圖9可知,實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)集中在平均值和中位數(shù)m附近,且極差、標(biāo)準(zhǔn)偏差均較小,說(shuō)明小微撓性陀螺電機(jī)的預(yù)緊力具有較好的一致性。此外,實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)距離工藝技術(shù)指標(biāo)的上、下界限還存在一定的余量,超差風(fēng)險(xiǎn)較低。本批小微撓性陀螺經(jīng)過(guò)電機(jī)跑合、陀螺多項(xiàng)調(diào)試、環(huán)境力學(xué)試驗(yàn)后,其摩擦力矩M、慣性時(shí)間T變化較小,仍然滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求。本批產(chǎn)品無(wú)電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)聲音增大、不穩(wěn)定,或電機(jī)卡滯無(wú)法運(yùn)轉(zhuǎn)的故障,統(tǒng)計(jì)全年生產(chǎn)陀螺的質(zhì)量狀況,出現(xiàn)上述故障的產(chǎn)品數(shù)量占比不超過(guò)4%。說(shuō)明小微撓性陀螺電機(jī)軸承預(yù)緊力控制技術(shù)有效、可靠,能夠保證電機(jī)具備優(yōu)良的性能。

4 結(jié) 語(yǔ)

針對(duì)小微撓性陀螺電機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和預(yù)緊力受力分析結(jié)果,提出行之有效的電機(jī)軸承預(yù)緊力控制技術(shù)。該技術(shù)包括預(yù)緊力粗調(diào)方法,預(yù)緊力精調(diào)方法,以及內(nèi)、外軸套高度調(diào)整方法。

1)預(yù)緊力粗調(diào)方法使用工裝、力矩螺刀和張力計(jì),實(shí)現(xiàn)了細(xì)化、量化控制;經(jīng)粗調(diào)后的陀螺電機(jī),其軸承預(yù)緊力被有效控制在摩擦力矩-預(yù)緊力曲線的單調(diào)遞增區(qū)間內(nèi),能夠有效避免摩擦力矩合格卻錯(cuò)選預(yù)緊力的情況。

2)預(yù)緊力精調(diào)方法使用摩擦力矩、慣性時(shí)間雙工藝技術(shù)指標(biāo)間接控制預(yù)緊力,使其施加在正確范圍內(nèi)。

3)內(nèi)、外軸套高度調(diào)整方法通過(guò)工藝流程設(shè)計(jì)和工裝設(shè)計(jì),實(shí)現(xiàn)選配、手工研磨結(jié)合的生產(chǎn)模式,保證零件的尺寸、形位精度。

4)工程實(shí)踐表明,內(nèi)、外軸套的兩端面平行度可被控制在不大于5 μm的合格范圍內(nèi);經(jīng)預(yù)緊力粗調(diào)、精調(diào)后,陀螺電機(jī)的摩擦力矩、慣性時(shí)間均滿足工藝技術(shù)指標(biāo)要求;且實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)集中在平均值和中位數(shù)附近,極差、標(biāo)準(zhǔn)偏差均較小,具有較好的一致性;直方圖反映實(shí)測(cè)值與上、下界限存在一定余量,屬于能力富余型;通過(guò)該技術(shù)生產(chǎn)的產(chǎn)品,故障率不超過(guò)4%,技術(shù)有效、質(zhì)量可靠。