蘇 敏，付金輝，鄭紅威，鄧四二

(1.洛陽LYC軸承有限公司，河南 洛陽 471039；2.河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003)

高速薄壁圓柱滾子軸承套圈的結(jié)構(gòu)變形直接影響其動力學(xué)性能和使用壽命，因此在圓柱滾子軸承設(shè)計時需要考慮套圈結(jié)構(gòu)變形的影響。柔性支承的滾動軸承性能分析早就引起很多學(xué)者的關(guān)注，文獻(xiàn)[1]在游星齒輪軸承動力學(xué)分析中，考慮了因游星齒輪支承引起的軸承套圈結(jié)構(gòu)變形因素，提出了一種柔性支承的軸承力學(xué)分析方法；文獻(xiàn)[2-3]利用有限元法對帶有軸承外圈結(jié)構(gòu)變形的滾動軸承性能進(jìn)行了分析；文獻(xiàn)[4]在給出簡化的套圈變形表達(dá)式基礎(chǔ)上，對柔性套圈的圓柱滾子軸承進(jìn)行了性能分析。這里針對高速薄壁圓柱滾子軸承，在考慮轉(zhuǎn)速對軸承套圈影響的基礎(chǔ)上，給出薄壁套圈的結(jié)構(gòu)變形解析式，利用擬靜力學(xué)分析方法對軸承的動態(tài)性能進(jìn)行分析。

1 數(shù)學(xué)模型

高速薄壁圓柱滾子軸承在徑向載荷作用下，套圈將發(fā)生變形。套圈的變形不僅含有滾子與其之間的局部彈性接觸變形，還有自身離心力引起的脹大變形和徑向載荷引起的變形。在此對這些變形分別處理，并假設(shè)各個變形互不影響。

1.1 結(jié)構(gòu)變形

滾子與套圈之間的局部彈性接觸變形量(位置角為ψj的第j個滾子分別與內(nèi)、外圈的接觸變形)由滾子和內(nèi)圈間接觸變形量δij及滾子和外圈間接觸變形量δej決定。

軸承在高速旋轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生很大的離心力，它所引起的脹大變形對保持架和套圈都有影響，分析時可以將套圈視為薄壁圓環(huán)。薄壁圓環(huán)在高速旋轉(zhuǎn)時，由轉(zhuǎn)速引起的內(nèi)、外半徑的增量為[5]：

(1)

(2)

式中：δc,i為圓環(huán)內(nèi)徑面增量；δc,e為圓環(huán)外徑面增量；ρ為圓環(huán)密度；Ω為圓環(huán)旋轉(zhuǎn)角速度；E為圓環(huán)彈性模量；ν為圓環(huán)泊松比;ri為圓環(huán)內(nèi)半徑；re為圓環(huán)外半徑。

軸承內(nèi)、外圈因離心力而產(chǎn)生的徑向變形會改變徑向游隙，將(1)式和(2)式分別應(yīng)用于外圈內(nèi)徑面和內(nèi)圈外徑面可得到軸承徑向游隙變化值。安裝過盈量和內(nèi)、外圈工作溫度差也將影響徑向游隙，為了更好地控制工況參數(shù)對離心力膨脹的影響，在軸承性能分析時，軸承徑向游隙初始值輸入應(yīng)是考慮過盈配合和熱效應(yīng)影響后的值。

圖1為單個線接觸載荷引起的套圈橢圓變形，用Fourier級數(shù)表示為：

(3)

式中：Kk(k=0，1，2，…)為剛度系數(shù)；W為徑向載荷；θ為變形位置與載荷的夾角。

圖1 空心圓柱體在單一載荷下的變形

如果套圈受N個線載荷，可得其徑向變形量δ(θ)為：

(4)

式中：單個接觸載荷Wj與滾子的位置角ψj=(2π/N)(j-1)相對應(yīng)(圖2)。文中定義位于軸承徑向載荷作用線上的滾子的位置角為0度，滾子編號為1，其他滾子沿逆時針方向依次類推。薄壁套圈結(jié)構(gòu)變形時可將其作為薄壁圓環(huán)進(jìn)行分析，根據(jù)文獻(xiàn)[6]的假設(shè)，薄壁圓環(huán)在受到純徑向載荷作用時，切應(yīng)力沿壁厚方向可視為均勻分布。文獻(xiàn)[4]結(jié)合軸承內(nèi)部受力情況，在(3)式和(4)式的基礎(chǔ)上給出了簡化的套圈變形求解公式，只需要3個剛度系數(shù)即可求出薄壁套圈的結(jié)構(gòu)變形。

δ(θ)=W(K0+K1cosθ+K2cos 2θ)

(5)

式中：K0，K1，K2可按文獻(xiàn)[4]中的方法進(jìn)行計算。由(1)～(5)式可求得第j個滾子處內(nèi)、外圈的結(jié)構(gòu)變形量為：

Defij=0.5δc,e+δi(ψj)

(6)

Defej=0.5δc,i+δe(ψj)

(7)

式中：Defij為內(nèi)圈在第j個滾子處的結(jié)構(gòu)變形；Defej為外圈在第j個滾子處的結(jié)構(gòu)變形。

圖2 軸承在徑向載荷作用下滾子與套圈載荷分布

1.2 滾子和套圈平衡方程組的建立

考慮軸承平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)，并忽略滾子歪斜。內(nèi)圈以角速度ωi旋轉(zhuǎn)，外圈以角速度ωe相對于內(nèi)圈反向旋轉(zhuǎn)。滾子徑向受力如圖3所示，Qij，Qej分別為第j個滾子與內(nèi)、外圈接觸載荷；F為滾子離心力；Fc1j和Fc2j為第j個滾子與保持架的摩擦力，在受載區(qū)，滾子推動保持架運(yùn)動，僅存在Fc1j，在非受載區(qū)，保持架推動滾子運(yùn)動，僅存在Fc2j。

圖3 滾子徑向受力

滾子力平衡方程為：

Qij-Qej+F+Fc2j-Fc1j=0

(8)

軸承在徑向力Fr作用下，內(nèi)圈的平衡方程為：

(9)

內(nèi)、外圈間的相對位移需要引入幾何關(guān)系來說明，見圖4。其包括滾子與內(nèi)、外滾道接觸區(qū)的彈流潤滑油膜厚度(hij，hej)、滾子與套圈接觸變形(δij，δej)、徑向游隙(Gr)、結(jié)構(gòu)變形(Defij，Defej)和內(nèi)圈相對于外圈的徑向位移(δr)。它們之間的關(guān)系可以表示為：

(Gr/2+δij+δej-hij-hej+Defij+Defej)-

δrcosψj=0

(10)

由(8)～(10)式組成的方程組中共有2N+1(N為滾子個數(shù))個方程，由于Fc1j和Fc2j相對于Qij和Qej極小，可忽略不計，因此共有2N+1個未知數(shù)，即每個滾子與內(nèi)、外圈的接觸法向載荷(Qij,Qej)和內(nèi)圈相對外圈的徑向位移(δr)。采用BFGS數(shù)值計算法求解，可得出圓柱滾子軸承的動態(tài)特性參數(shù)。

圖4 幾何關(guān)系

2 計算分析

以某型號高速圓柱滾子軸承為例進(jìn)行分析，其相關(guān)參數(shù)見表1。該軸承在實(shí)際工作中內(nèi)、外圈反向旋轉(zhuǎn)，內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為12 000 r/min，外圈轉(zhuǎn)速為8 000 r/min。圖5為軸承在Fr=4 kN時，套圈分別按剛性和柔性計算時的載荷分布。由圖5可知：當(dāng)套圈為剛性時，有11個滾子受載；當(dāng)套圈為柔性時，受載滾子個數(shù)增加到13個。柔性套圈滾子受載區(qū)域增大，并且柔性套圈的滾子與滾道間最大接觸載荷比剛性套圈的滾子與滾道間最大接觸載荷要小。

表1 圓柱滾子軸承參數(shù)

圖5 滾子與內(nèi)圈接觸載荷分布

根據(jù)文獻(xiàn)[7]的計算方法，圖6給出了軸承在不同徑向載荷下，套圈分別為柔性和剛性時軸承疲勞壽命理論計算值。由圖6可知：軸承疲勞壽命隨著軸承徑向載荷的增大而降低，柔性套圈軸承的壽命略高于剛性套圈軸承的壽命，在載荷較大時尤為明顯。這是因?yàn)檩d荷較大時，柔性套圈的結(jié)構(gòu)變形較大，使最大接觸載荷減小越明顯，從而減小了最大接觸載荷，提高了軸承的疲勞壽命。

圖6 徑向載荷與疲勞壽命的關(guān)系

圖7為軸承在Fr=3 kN情況下，內(nèi)圈厚度不變，外圈壁厚與外徑之比為0.082～ 0.123的滾子與外滾道間接觸載荷變化曲線。由圖7可知：當(dāng)工況相同時，隨著套圈厚度變大，套圈結(jié)構(gòu)變形逐漸減小。當(dāng)套圈厚度與其外徑之比大于0.123時，套圈變形很小，對載荷分布的影響不大。

圖7 套圈厚度與接觸載荷的關(guān)系(Fr=3 kN)

圖8為內(nèi)、外圈壁厚不變情況下，F(xiàn)r=1，2，3 kN時滾子與外滾道間的接觸載荷變化曲線。由圖8可知：隨著Fr的增大，套圈的結(jié)構(gòu)變形越來越明顯。當(dāng)Fr很小時，套圈基本上沒有變形。

3 結(jié)論

(1)柔性套圈下滾子受載區(qū)域比剛性套圈下滾子受載區(qū)域大；柔性套圈下滾子與滾道間最大接觸載荷比剛性套圈下滾子與滾道間最大接觸載荷??；在一定的工況下，柔性套圈有利于軸承疲勞壽命的提高。

圖8 徑向載荷對滾子載荷分布的影響

(2)在套圈材料不變的情況下，套圈厚度與徑向載荷是影響套圈變形的主要因素。當(dāng)套圈很薄或徑向載荷很大時，套圈結(jié)構(gòu)變形明顯；當(dāng)套圈很厚或徑向載荷很小時，套圈結(jié)構(gòu)變形較小。在工程應(yīng)用中，當(dāng)軸承承受較大徑向載荷，套圈厚度與其外徑之比又很小時，必須考慮套圈的柔性。