倪曉鳴

臥龍集團(tuán)家用電機(jī)事業(yè)部 浙江紹興 312300

噪聲是電機(jī)的主要性能指標(biāo)之一，尤其是小型Y系列電機(jī)、大功率空調(diào)風(fēng)扇電機(jī)，根據(jù)大量試驗(yàn)數(shù)據(jù)和現(xiàn)場(chǎng)質(zhì)量檢測(cè)證明電機(jī)噪聲的主要來源之一是軸承噪聲，占電機(jī)噪聲總數(shù)的30%左右[1]。

一組完整的滾動(dòng)軸承設(shè)計(jì)應(yīng)包含兩個(gè)方面：

一是軸承本身的設(shè)計(jì)，對(duì)于電機(jī)廠來說，這部分內(nèi)容只是根據(jù)具體工作條件正確選用軸承的類型、尺寸、結(jié)構(gòu)和精度；

二是軸承組合的設(shè)計(jì)，包括安裝、配合、緊固、調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、密封等等，其中安裝、緊固、調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、密封與一般機(jī)械，這里主要探討軸承配合對(duì)電機(jī)振動(dòng)噪聲的影響和合理選取。

軸承內(nèi)、外圈按其尺寸比例可以認(rèn)為是薄壁零件，易變形，當(dāng)它裝入端蓋和轉(zhuǎn)軸時(shí)，其內(nèi)、外的不圓度將受到軸承室以及軸頸尺寸的影響。其影響程度又與軸承內(nèi)、外圈和軸承室、軸頸配合性質(zhì)相關(guān)。軸承配合種類和精度的選取應(yīng)根據(jù)軸承的類型和尺寸、載荷大小、方向及載荷的性質(zhì)等來決定。過緊的配合可能因內(nèi)圈的彈性膨脹和外圈的收縮而使軸承內(nèi)部的游隙減小以至完全消失，也可能由于與之相配合的軸承室和軸頸表面的不規(guī)則形狀或不均勻的剛性而導(dǎo)致軸承內(nèi)外圈不規(guī)則的變形，這些都將破壞軸承正常游隙，而與軸承噪聲有很大影響。另外電機(jī)工作時(shí)有較大的溫度變化，也將使配合性質(zhì)發(fā)生變化；軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)外圈的溫度往往高于端蓋的溫度，就可能因外圈的膨脹而與軸承室脹緊，從而使外圈喪失游動(dòng)性，使波形彈簧片失去調(diào)節(jié)軸向間隙和消振的功能。下面以小型Y系列電機(jī)為對(duì)象，討論軸承內(nèi)、外圈配合性質(zhì)對(duì)振動(dòng)噪聲的影響。

1 端蓋軸承室與軸承外圈的配合

軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，其外徑與軸承室的配合為基軸制。小型Y系列電機(jī)端蓋軸承室公差原設(shè)計(jì)采用了非標(biāo)準(zhǔn)，其公差帶位置略高于J7，與軸承外徑基本上形成J7/h5的過渡配合。在大批量生產(chǎn)中會(huì)有部分形成尺寸過盈配合。根據(jù)我們公司電機(jī)振動(dòng)噪聲攻關(guān)測(cè)試情況判斷，軸承室與軸承外徑的過盈配合是形成噪聲的主要原因。這是：

（1）過盈配合易造成裝配時(shí)的敲打現(xiàn)象，從而破壞軸承精度。

（2）過盈配合使軸承喪失軸向游動(dòng)能力，也使波形彈簧片失去減振作用。

（3）過盈配合使軸承外圈收縮，破壞正常游隙，增加軸承軸向振動(dòng)和噪聲。

為消除軸承外徑配合的過盈量，最簡(jiǎn)單的方法是將軸承室的公差由J7改為H7，與軸承外徑形成H7/h5的配合，此時(shí)由于軸承外圈的徑向松動(dòng)反而使噪聲增加。理想的方法是將軸承室公差改為H6，與軸承外徑形成H6/h5的配合。但軸承室精度等級(jí)偏高，造成加工困難，成本增高。我們?cè)谡駝?dòng)噪聲攻關(guān)中做了各種配合情況下的試驗(yàn)。為此，我們提出一種較適合的加工和檢測(cè)水平的公差（這個(gè)公差對(duì)加工設(shè)備和檢測(cè)條件均較經(jīng)濟(jì)地達(dá)到），其公差帶比原設(shè)計(jì)公差帶（以符號(hào)Jy表示）再上移（下偏差）。以符號(hào)Jy1表示，Jy1的選取是以軸承室外徑配合的最大間隙系數(shù)（Kmax）來控制，即使Kmax≤0.009，按公式：Xmax=Kmax/（Dm）1/3求出各檔計(jì)算直徑Dm的最大間隙（Xmax），再按軸承外徑的最小極限偏差確定Jy1公差帶的上偏差，并根據(jù)縮小的公差計(jì)算出下偏差。其公差值如下表：(與H6、H7、J6、Jy比較）

公差基本尺寸+0.02-0.002軸承外徑公差mm端蓋軸承室公差（mm）H6 H7 J6 Jy Jy1＞30至50 0-0.011+0.015 0+0.025 0+0.014-0.011+0.02-0.005

軸承室按Jy1的公差與軸承外徑配合后，最大間隙系數(shù)（Kmax）計(jì)算如下：

Xmax=Kmax/（Dm）1/3=0.0087～0.009 達(dá)到了配合要求 ，而過盈率基本上為零，(由于軸承外圈一般為-0.003～-0.006mm)消除了過盈現(xiàn)象，據(jù)我們測(cè)定，軸承噪聲可仍可降低4～17dB(A)。

各種配合公差帶示意圖

2 軸承檔與軸承室內(nèi)徑采用基孔制配合

軸承內(nèi)徑不同于標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)孔，它的公差是單向負(fù)偏差，Y系列軸承檔公差為Kb，與軸承內(nèi)徑形成Hb/Kb的配合，過盈率為100%，過盈量也較大。過盈量大，使軸承的工作游隙變小，噪聲增大。在理想情況下，裝配游隙（Cp）應(yīng)盡可能小，但應(yīng)大于零。工作游隙應(yīng)在軸承的最佳低噪聲區(qū)間內(nèi)，最佳低噪聲區(qū)間一般與軸承最佳工作游隙區(qū)間相對(duì)應(yīng)。故可用軸承最佳工作游隙區(qū)間來控制軸內(nèi)、外徑的配合公差[2]。

以Y80電機(jī)為例，軸承為G級(jí)180204Z1，端蓋軸承室如采用Jy1公差，則與軸承外徑配合后的最大間隙為0.03mm（見圖示），最大過盈量為0.002(考慮到軸承外圈有-0.003的下差，故實(shí)際過盈量為零)，因此，只需計(jì)算軸承區(qū)間為0.005～0.012mm。原設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)子軸承檔公差帶為Kb，則與軸承內(nèi)徑配合后形成最大過盈量為0.025mm。最小過盈量為0.002mm。由于軸承檔和軸承內(nèi)徑的過盈配合，裝配后軸承游隙縮小。工作時(shí)受溫度、負(fù)載等影響，游隙將再度發(fā)生變化，一般可以用剩余游隙來估算軸承的工作游隙。

軸承外徑配合公差帶分布圖

軸承內(nèi)徑配合公差帶分布圖

設(shè)軸承游隙的最小極限值為△min，則△min=KiYmax；

式中Ki——彈性變形系數(shù)，一般Ki=0.5

Ymax——配合最大過盈量

當(dāng)軸承內(nèi)徑選取配合為H5/js6時(shí)（如圖示），

Ymax=16.5(μm)

△ min=0.5×16.5=8.25(μm)

取徑向游隙的極值Rn=10(μm)

則原始游隙的最大極值為：

△ max= △ min+Rn=8.25+10=18.25(μm)

由于軸承加工誤差的分布狀態(tài)和電機(jī)零件加工誤差的分布狀態(tài)都是比較典型的正態(tài)分布，而按正態(tài)分布，則：

δ △ =T/6=1.38(μm)

即變量△—～N[4.13(1.38)2]

按正態(tài)分布計(jì)算：

ur=8.25+16.5/2=12.38(μm)

δur=T/6=1.86(μm)

即變量 δur～ N[12.37(1.66)2]

根據(jù)兩個(gè)線性正態(tài)分布的線性疊加仍為正態(tài)分布原理，

δg=(δ2 △ +δ2ur)1/2=2.16(μm)

故 1N[4.13(1.38)2]與 N[12.37(1.66)2]的 合 成 正 態(tài) 分 布 為N[4.13(2.16)2]如下圖示：

當(dāng)α=0.05時(shí)，最佳工作游隙的區(qū)間為：Xg±1.96δg=12.47(4.01)

3 一組Y80/4P電機(jī)兩種配合狀態(tài)下的噪音數(shù)據(jù)

[環(huán)境噪音20～25dB(A)]

H5/k6[dB(A)] H5/js6[dB(A)]56.1 55.8 49.3 49.2 56 55.8 50.5 50 56.9 57.1 50.5 49.7 55.3 55.7 48.6 49.1 56.1 55.5 49.4 48.8

故選取的軸承內(nèi)徑配合性質(zhì)H5/js6是較為理想的，我們?cè)趯?shí)際測(cè)試中振動(dòng)噪聲也是比較理想的；因此我們認(rèn)為應(yīng)將轉(zhuǎn)子軸承檔公差由K6改為js6[3]。