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(shè)計(jì)分析

微型軸連軸承組件與普通微型軸承相比，設(shè)計(jì)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(jì)算軸向配套尺寸以確定隔圈的長度。

在軸連軸承組件設(shè)計(jì)中，首先應(yīng)選擇其結(jié)構(gòu)，然后根據(jù)電動(dòng)機(jī)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(jié)構(gòu)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(jì)算組件內(nèi)部的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)。

軸連軸承組件如圖1所示，由驅(qū)動(dòng)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(jié)構(gòu)合理性，軸承選用內(nèi)圈分離型角接觸球軸承結(jié)構(gòu)，兩軸承為面對面安裝。在軸的兩溝道旁分別設(shè)計(jì)填球槽，以利于磨斜坡及軸承裝配。

由于軸承內(nèi)圈與電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)軸為一體結(jié)構(gòu)，提高了軸承系統(tǒng)支承剛度和承載能力；該結(jié)構(gòu)去掉了軸承內(nèi)圈，改善了套圈裝于軸上的同軸度和傾斜度，提高了電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(yù)緊，通過調(diào)整C形隔圈的長度來控制施加預(yù)載荷，預(yù)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(qū)動(dòng)軸；2—外圈；3—鋼球；4—保持架；5—C形隔圈；6—凸緣

1.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定

為保證軸連軸承組件接觸角及預(yù)過盈量的大小，配套時(shí)不僅要考慮徑向游隙，而且還要考慮軸向游隙。因此，設(shè)計(jì)時(shí)要計(jì)算軸向配套尺寸，確定C形隔圈長度。

采用定位預(yù)緊時(shí)，軸與兩外圈溝心距的幾何關(guān)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(nèi)、外圈的溝心距；δa為單套軸承在預(yù)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(zhǔn)面的距離。

設(shè)計(jì)時(shí)，先根據(jù)主機(jī)尺寸初步估算并選取軸上兩溝道的溝心距LN，為保證主機(jī)選配方便，應(yīng)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(yīng)盡可能小，按照 (1)～(2) 式計(jì)算出C形隔圈的長度l后，對設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行軸向配套尺寸的驗(yàn)證。當(dāng)驗(yàn)證結(jié)果不能滿足主機(jī)配套尺寸要求時(shí)，需調(diào)整LN，重新進(jìn)行軸向配套尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算，直至最終使兩外圈外端面跨距滿足電動(dòng)機(jī)配套技術(shù)要求。

軸連軸承組件結(jié)構(gòu)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(jìn)行計(jì)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(jì)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(jì)算出內(nèi)、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(jì)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(dòng)軸承疲勞壽命計(jì)算方法[3]，當(dāng)軸承轉(zhuǎn)速為15 000 r/min、可靠度為99.99%時(shí)，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(yīng)力遠(yuǎn)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(dòng)增加而失效。所以，對其磨損壽命進(jìn)行計(jì)算和分析是十分必要的。

由于軸承的磨損規(guī)律復(fù)雜，所以磨損壽命至今尚無完善的計(jì)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(dòng)機(jī)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(shè)計(jì)的主參數(shù)，計(jì)算出軸承的額定靜載荷為336 N，能夠滿足軸承在振動(dòng)、沖擊條件下的力學(xué)環(huán)境試驗(yàn)。計(jì)算出軸承在正常工作狀態(tài)下的接觸應(yīng)力為1 009 MPa，滿足低摩擦磨損軸承最大接觸應(yīng)力應(yīng)小于1 470 MPa的要求，且鋼球與內(nèi)、外圈接觸應(yīng)力相當(dāng)，符合等應(yīng)力的優(yōu)化設(shè)計(jì)原則，證明軸承結(jié)構(gòu)主參數(shù)選擇合適。當(dāng)軸承在力學(xué)環(huán)境下產(chǎn)生諧振放大時(shí)，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(yīng)力為2 430 MPa，遠(yuǎn)小于其所能承受的最大接觸應(yīng)力3 430 MPa，軸連軸承的承載能力能夠滿足電動(dòng)機(jī)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(zhuǎn)速影響。軸承在徑向載荷1 N、軸向預(yù)載荷8 N、轉(zhuǎn)速15 000 r/min的條件下，載荷引起的摩擦力矩為0.058 mN·m，轉(zhuǎn)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(yàn)

使用YZC-Ⅱ軸承摩擦力矩測試儀測試軸連軸承的低速動(dòng)態(tài)摩擦力矩，測試轉(zhuǎn)速為10 r/min，結(jié)果顯示：低速動(dòng)態(tài)摩擦力矩平均值不超過0.12 mN·m，力矩波動(dòng)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(dòng)機(jī)，使用毫瓦計(jì)試驗(yàn)軸連軸承在轉(zhuǎn)速15 000 r/min時(shí)的運(yùn)轉(zhuǎn)性能。結(jié)果表明：軸連軸承的功耗不超過2.5 W，功率波動(dòng)較小，噪聲和振動(dòng)都很小，具有很好的穩(wěn)定性。

3 結(jié)束語

微型軸連軸承組件結(jié)構(gòu)的性能試驗(yàn)結(jié)果表明：微型軸連軸承組件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，旋轉(zhuǎn)精度高，其用于小型電動(dòng)機(jī)很好地解決了采用普通微型角接觸球軸承時(shí)裝機(jī)困難及裝機(jī)合格率低等問題。