曾 光，邊 強(qiáng)，趙春江，殷玉楓，馮毅杰

（1.太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.太原科技大學(xué)重型機(jī)械教育部工程研究中心，山西 太原 030024）

保持架是角接觸球軸承的重要元件之一，用于均勻地隔離滾珠和引導(dǎo)滾珠保持在滾道內(nèi)。引導(dǎo)間隙和兜孔間隙是保持架的重要結(jié)構(gòu)參數(shù)，其直接影響保持架的受力和性能。保持架間隙參數(shù)設(shè)計(jì)不合理會(huì)增大保持架與滾珠、引導(dǎo)套圈間的碰撞力和摩擦力，導(dǎo)致軸承運(yùn)動(dòng)失穩(wěn)，嚴(yán)重時(shí)會(huì)引起保持架斷裂或軸承磨損等故障。在保持架設(shè)計(jì)前期，通過振動(dòng)分析來預(yù)測(cè)其動(dòng)態(tài)性能，可避免共振的發(fā)生；通過優(yōu)化引導(dǎo)間隙和兜孔間隙等參數(shù)可使保持架具有更好的防振性能。因此，針對(duì)不同引導(dǎo)間隙和兜孔間隙下保持架穩(wěn)定性和振動(dòng)特性的研究具有實(shí)際工程意義。

對(duì)于高速角接觸球軸承的動(dòng)態(tài)性能分析，國(guó)外的Jones［1］提出了套圈滾道控制理論，解決了滾動(dòng)軸承的動(dòng)力學(xué)分析問題；Harris［2］結(jié)合彈流潤(rùn)滑理論建立了第1種高速球軸承擬靜力學(xué)分析方法，但未分析保持架的動(dòng)態(tài)特性；Gupta［3］利用理論分析與試驗(yàn)相結(jié)合的方法研究發(fā)現(xiàn)，在一定工況條件下，保持架的引導(dǎo)間隙和兜孔間隙對(duì)其穩(wěn)定性有直接影響。國(guó)內(nèi)的鄧四二等［4］采用柔體動(dòng)力學(xué)分析方法，研究了保持架的動(dòng)態(tài)性能，并對(duì)基于柔體動(dòng)力學(xué)和剛體動(dòng)力學(xué)的保持架動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了對(duì)比分析；張剛等［5］利用ANSYS/LS-DYNA對(duì)特定工況下的滾動(dòng)軸承進(jìn)行了顯式動(dòng)力學(xué)仿真分析，得到了滾珠的應(yīng)力、加速度和位移等的變化規(guī)律；馮勁輝等［6］使用ABAQUS-Explicit顯式算法對(duì)軸承進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析；葉振環(huán)等［7］利用擬動(dòng)力學(xué)方法建立了以保持架的引導(dǎo)方式和兜孔間隙為設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化模型，并提出了相應(yīng)的優(yōu)化方案；劉秀海［8］建立了考慮碰撞等因素的高速滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)模型，并研究了載荷、轉(zhuǎn)速、游隙和間隙比等對(duì)其保持架穩(wěn)定性的影響。上述文獻(xiàn)均對(duì)角接觸球軸承的特性進(jìn)行了分析，且部分文獻(xiàn)還研究了保持器結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承動(dòng)態(tài)特性的影響，但仍缺乏對(duì)引導(dǎo)間隙和兜孔間隙等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)保持架振動(dòng)特性影響的研究。保持架的固有頻率過小會(huì)引發(fā)保持架共振，從而縮短保持架的使用壽命。因此，在設(shè)計(jì)保持架結(jié)構(gòu)參數(shù)時(shí)，需同時(shí)考慮保持架的穩(wěn)定性和振動(dòng)特性。

為此，筆者綜合考慮角接觸球軸承各元件間的動(dòng)態(tài)接觸和變形關(guān)系，借助ABAQUS軟件建立7005型角接觸球軸承的顯式動(dòng)力學(xué)模型，求解不同引導(dǎo)間隙和兜孔間隙下保持架的打滑率、質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比和各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率，同時(shí)對(duì)不同引導(dǎo)間隙和兜孔間隙下保持架的穩(wěn)定性和振動(dòng)特性進(jìn)行分析，旨在為保持架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 保持架穩(wěn)定性與振動(dòng)特性的理論分析

1.1 保持架穩(wěn)定性的理論分析

保持架的穩(wěn)定性可通過打滑率和質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比來判斷［9-10］。保持架的打滑率定義為保持架的理論轉(zhuǎn)速與實(shí)際轉(zhuǎn)速之間的誤差。其中，保持架的理論轉(zhuǎn)速可根據(jù)角接觸球軸承的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系（見圖1）計(jì)算得到，實(shí)際轉(zhuǎn)速可從角接觸球軸承顯式動(dòng)力學(xué)模型中直接提取。

圖1 角接觸球軸承運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系示意圖Fig.1 Schematic diagram of kinematics relationship of angular contact ball bearing

假設(shè)角接觸球軸承的內(nèi)、外圈同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)，滾珠與軸承內(nèi)、外圈的接觸角α相同，由此可得滾珠與軸承內(nèi)、外圈的接觸點(diǎn)的線速度v1、v2為：

式中：n1、n2分別為軸承內(nèi)、外圈的轉(zhuǎn)速；dm為節(jié)圓直徑；D為滾珠直徑。

假設(shè)保持架的角速度與滾珠公轉(zhuǎn)的角速度相等，則滾珠質(zhì)心的線速度為其與軸承內(nèi)、外圈接觸點(diǎn)的線速度的平均值，由此可得保持架的線速度vc為：

保持架的線速度vc還可表示為：

式中：ωc為保持架的角速度；nc為保持架的轉(zhuǎn)速。

軸承內(nèi)、外圈的角速度與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系為：

式中：ω1、ω2分別為軸承內(nèi)、外圈的角速度。

聯(lián)立式（3）至式（5），得到保持架的理論角速度為：

則保持架的打滑率S為：

式中：ωb為保持架的實(shí)際角速度。

保持架的質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比定義為保持架質(zhì)心瞬時(shí)線速度的標(biāo)準(zhǔn)偏差與其平均線速度的比值。質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比越小表示保持架的穩(wěn)定性越好，其計(jì)算公式為：

式中：v（ii=1，2，…，n）為各時(shí)刻保持架質(zhì)心的線速度；為保持架質(zhì)心的平均線速度。

1.2 保持架振動(dòng)特性的理論分析

模態(tài)分析是動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)，振動(dòng)模態(tài)可以反映機(jī)構(gòu)的固有振動(dòng)性能［12］。通過對(duì)角接觸球軸承保持架的模態(tài)振型和各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率進(jìn)行分析，可以預(yù)測(cè)保持架在實(shí)際運(yùn)動(dòng)過程中的振動(dòng)響應(yīng)，從而有效地避免共振。

具有h個(gè)自由度的線性系統(tǒng)的振動(dòng)方程為：

式中：M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；C為系統(tǒng)的阻尼矩陣；K為系統(tǒng)的剛度矩陣；u（t）為系統(tǒng)的位移向量；u?(t)為系統(tǒng)的速度向量；u?(t)為系統(tǒng)的加速度向量；P（t）為系統(tǒng)的載荷向量。

在不考慮系統(tǒng)阻尼和外力的情況下，線性系統(tǒng)的自由振動(dòng)方程為：

式（11）的通解為：

式中：U為系統(tǒng)的位移幅值向量；θ為系統(tǒng)的初相位；f為系統(tǒng)的固有頻率。

將式（12）代入式（10），可得該線性系統(tǒng)位移的齊次方程，為：

令式（13）中U的系數(shù)為0，可得到齊次方程的非零解，即：

將式（14）展開后可得關(guān)于f2的h次方程。若M和K均為正定矩陣，則可求出頻率方程的h個(gè)特征值，表示為f2j（j=1，2，…，h），各個(gè)特征值的平方根即為該線性振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率fj，且f1

令ψj表示對(duì)應(yīng)f2j的振型向量，代入式（13）可得：

求解式（15）即可得到線性振動(dòng)系統(tǒng)的模態(tài)向量。對(duì)于齊次方程（13），其有無數(shù)個(gè)解，即任意常數(shù)倍的ψj均為該齊次方程的解。假設(shè)任意常數(shù)為a，則有Uj=aψj。此時(shí)模態(tài)向量ψj中元素間的相對(duì)比值保持不變，說明模態(tài)振型是唯一的［13］。

2 基于ABAQUS-Explicit的變參數(shù)下保持架的穩(wěn)定性分析

2.1 ABAQUS-Explicit的計(jì)算原理

ABAQUS-Explicit是一種高效的復(fù)雜非線性數(shù)值問題求解工具。軸承的動(dòng)態(tài)接觸問題即為復(fù)雜的非線性問題，且軸承的材料、各元件之間的動(dòng)態(tài)接觸關(guān)系及其所受載荷的影響增大了計(jì)算難度。借助ABAQUS-Explicit可以很便捷地分析軸承的動(dòng)態(tài)接觸關(guān)系［5］。

在t時(shí)刻的增量步開始時(shí)，計(jì)算得到的節(jié)點(diǎn)加速度為：

采用中心差分法對(duì)節(jié)點(diǎn)的加速度進(jìn)行積分計(jì)算。在計(jì)算節(jié)點(diǎn)的速度時(shí)，假設(shè)其加速度為常數(shù)，t時(shí)刻增量步中間時(shí)刻的節(jié)點(diǎn)速度為：

式中：Δt為增量步步長(zhǎng)。

同樣，在計(jì)算節(jié)點(diǎn)的位移時(shí)，假設(shè)其速度為常數(shù)，則t時(shí)刻增量步末節(jié)點(diǎn)的位移為：

得到節(jié)點(diǎn)的位移后，通過應(yīng)變速率和本構(gòu)關(guān)系獲得節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力矩陣［14-15］。

2.2 有限元模型建立

本文以7005型角接觸球軸承為研究對(duì)象，其基本結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 7005型角接觸球軸承的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Basic structural parameters of 7005 type angular contact ball bearing

根據(jù)表1中的參數(shù)，在SolidWorks軟件中建立7005型角接觸球軸承的三維實(shí)體模型，并將其導(dǎo)入ABAQUS軟件。在ABAQUS軟件的屬性單元中，設(shè)置軸承內(nèi)、外圈的材料為軸承鋼，彈性模量為 2.0×105MPa，密度為7 800 kg/m3，泊松比為 0.3；保持架的材料為尼龍，彈性模量為2 600 MPa，密度為1 240 kg/m3，泊松比為0.35；滾珠的材料為氮化硅，彈性模量為3.2×105MPa，密度為3 200 kg/m3，泊松比為0.26；各元件截面均為均質(zhì)實(shí)體。

當(dāng)7005型角接觸球軸承工作時(shí)，其滾珠與保持架及內(nèi)、外圈之間的接觸和運(yùn)動(dòng)關(guān)系非常復(fù)雜；同時(shí)，滾珠和保持架之間的相互撞擊會(huì)導(dǎo)致保持架與內(nèi)圈的轉(zhuǎn)動(dòng)不同步。因此，為了盡可能真實(shí)地模擬角接觸球軸承各元件之間的動(dòng)力學(xué)關(guān)系，在建模時(shí)將滾珠、保持架及內(nèi)、外圈視為彈性體。建立內(nèi)、外圈滾道表面與滾珠的接觸，保持架內(nèi)、外表面與內(nèi)圈外表面和外圈內(nèi)表面的接觸，以及滾珠與保持架兜孔的接觸，共建立44對(duì)接觸對(duì)。設(shè)置接觸類型為表面與表面接觸，接觸屬性中切向接觸公式選罰接觸，保持架與滾珠及引導(dǎo)面間的摩擦因數(shù)為0.1，內(nèi)、外圈滾道表面與滾珠間的摩擦因數(shù)為0.05，滑移公式為有限滑移公式，法向接觸為硬接觸，允許接觸后分離。在設(shè)置邊界條件和施加載荷時(shí)，將角接觸球軸承外圈固定，并對(duì)其內(nèi)圈施加載荷與轉(zhuǎn)速，利用內(nèi)圈帶動(dòng)滾珠和保持架轉(zhuǎn)動(dòng)；設(shè)置仿真時(shí)間為0.05 s。

在對(duì)7005型角接觸球軸承三維實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，將其各元件拆分后再進(jìn)行網(wǎng)格劃分。采用以六面體為主的掃掠方式對(duì)保持架進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用六面體掃掠方式對(duì)其余元件進(jìn)行網(wǎng)格劃分；為了保證計(jì)算精度，對(duì)內(nèi)、外圈滾道的表面及保持架的兜孔表面進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。設(shè)定六面體單元的類型為C3D8R，楔形塊單元的類型為C3D6R。7005型角接觸球軸承的有限元模型如圖2所示。

圖2 7005型角接觸球軸承的有限元模型Fig.2 Finite element model of 7005 type angular contact ball bearing

2.3 計(jì)算結(jié)果與分析

當(dāng)施加在7005型角接觸球軸承內(nèi)圈上的軸向載荷Fa=2 000 N，徑向載荷Fr=200 N，轉(zhuǎn)速n1=15 000 r/min時(shí)，該軸承部分節(jié)點(diǎn)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線如圖3所示。其中：第3597號(hào)節(jié)點(diǎn)位于保持架外表面，第2745號(hào)節(jié)點(diǎn)位于滾珠與軸承內(nèi)圈接觸處，第811號(hào)節(jié)點(diǎn)位于滾珠與軸承外圈接觸處。圖3（a）為所選取的3個(gè)節(jié)點(diǎn)的位移曲線；圖3（b）為第811號(hào)節(jié)點(diǎn)的線速度曲線。

圖3 7005型角接觸球軸承部分節(jié)點(diǎn)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線Fig.3 Dynamic response curves of some nodes of 7005 type angular contact ball bearing

從圖3（a）中可以看出，滾珠與保持架的運(yùn)動(dòng)均具有周期性。從圖3（b）中可以看出，在0.007 s時(shí)滾珠的線速度開始逐漸增大，說明此時(shí)軸承內(nèi)圈開始轉(zhuǎn)動(dòng)，滾珠在軸承內(nèi)圈的帶動(dòng)下開始轉(zhuǎn)動(dòng)。在該線速度曲線上，波谷表示滾珠與軸承外圈接觸時(shí)的線速度，波峰表示滾珠與軸承內(nèi)圈接觸時(shí)的線速度。滾珠的轉(zhuǎn)動(dòng)周期為0.001 4 s，其與軸承內(nèi)圈接觸時(shí)的平均線速度為23.054 m/s。

2.3.1 引導(dǎo)間隙對(duì)保持架穩(wěn)定性的影響

在7005型角接觸球軸承內(nèi)圈上軸向載荷Fa=2 000 N，徑向載荷Fr=200 N，轉(zhuǎn)速n1=15 000 r/min，兜孔間隙g=0.15 mm的工況下，取引導(dǎo)間隙c=0.35，0.45，0.55，0.60 mm，分析不同引導(dǎo)間隙下保持架的打滑率和質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比，結(jié)果如圖4、圖5和圖6所示。

圖4 不同引導(dǎo)間隙下保持架打滑率隨時(shí)間的變化曲線Fig.4 Variation curve of cage slip rate with time under different guide clearances

圖5 不同引導(dǎo)間隙下保持架的打滑率均值Fig.5 Average slip rate of cage under different guide clearances

圖6 不同引導(dǎo)間隙下保持架的質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比Fig.6 Deviation ratio of centroid whirl velocity of cage under different guide clearances

由圖4和圖5可以看出，隨著引導(dǎo)間隙的增大，保持架的打滑率均值逐漸減小，表明其穩(wěn)定性逐漸增強(qiáng)，這與文獻(xiàn)［7］所得的軸承內(nèi)圈引導(dǎo)時(shí)保持架穩(wěn)定性的變化規(guī)律一致。但隨著引導(dǎo)間隙的增大，保持架打滑率的波動(dòng)幅度逐漸增大，這是因?yàn)楫?dāng)引導(dǎo)間隙增大時(shí)，保持架的徑向運(yùn)動(dòng)空間隨之?dāng)U大。由圖6可知，當(dāng)引導(dǎo)間隙增大時(shí)，保持架的質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比逐漸減小，但變化不明顯，這是因?yàn)楫?dāng)引導(dǎo)間隙比較小時(shí)，軸承內(nèi)、外圈與保持架之間很容易發(fā)生碰撞，導(dǎo)致保持架難以保持平穩(wěn)。因此，適當(dāng)增大保持架引導(dǎo)間隙可以提高其穩(wěn)定性，但是從整體上看，引導(dǎo)間隙對(duì)保持架穩(wěn)定性的影響并不大。

圖7為引導(dǎo)間隙c=0.35和0.60 mm時(shí)保持架質(zhì)心位移的變化曲線。從圖7中可以看出，隨著引導(dǎo)間隙的增大，保持架質(zhì)心的最大位移增大，且位移的變化更加具有規(guī)則性，說明增大引導(dǎo)間隙可使保持架的穩(wěn)定性增強(qiáng)。另外，在啟動(dòng)階段，保持架質(zhì)心在x與y方向上的位移變化不具有周期性；在平穩(wěn)運(yùn)行階段，保持架質(zhì)心在x與y方向上的位移變化具有較強(qiáng)的周期性。

圖7 不同引導(dǎo)間隙下保持架質(zhì)心位移的變化曲線Fig.7 Variation curve of displacement of cage centroid under different guide clearances

2.3.2 兜孔間隙對(duì)保持架穩(wěn)定性的影響

在7005型角接觸球軸承內(nèi)圈上的軸向載荷Fa=2 000 N，徑向載荷Fr=200 N，轉(zhuǎn)速n1=15 000 r/min，引導(dǎo)間隙c=0.55 mm的工況下，取兜孔間隙g=0.10，0.15，0.20，0.25 mm，分析不同兜孔間隙下保持架的打滑率和質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比，結(jié)果如圖8、圖9和圖10所示。

圖8 不同兜孔間隙下保持架打滑率隨時(shí)間的變化曲線Fig.8 Variation curve of cage slip rate with time under different pocket clearances

由圖8和圖9可以看出，隨著兜孔間隙的增大，保持架打滑率的波動(dòng)幅度和均值逐漸增大。這說明適當(dāng)減小兜孔間隙有利于減少保持架滑動(dòng)，提高保持架的穩(wěn)定性。由圖10可知，保持架的質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比總體上變化不大且無明顯規(guī)律，這與文獻(xiàn)［16］所得結(jié)果相符。但是，當(dāng)保持架兜孔間隙過小時(shí)，在軸承運(yùn)動(dòng)過程中兜孔與滾珠間會(huì)頻繁接觸和碰撞，導(dǎo)致保持架與滾珠間相互作用，不利于保持架的穩(wěn)定運(yùn)動(dòng)，因此保持架的兜孔間隙不宜過小。

圖9 不同兜孔間隙下保持架的打滑率均值Fig.9 Average slip rate of cage under different pocket clearances

圖10 不同兜孔間隙下保持架的質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比Fig.10 Deviation ratio of centroid whirl velocity of cage under different pocket clearances

圖11為兜孔間隙g=0.10和0.25 mm時(shí)保持架質(zhì)心位移的變化曲線。從圖11中可以看出，兜孔間隙的變化對(duì)保持架質(zhì)心位移的影響較小。

圖11 不同兜孔間隙下保持架質(zhì)心位移的變化曲線Fig.11 Variation curve of displacement of cage centroid under different pocket clearances

3 變參數(shù)下保持架的振動(dòng)特性分析

3.1 保持架振動(dòng)模態(tài)分析模型建立

將保持架三維實(shí)體模型導(dǎo)入ABAQUS軟件，并對(duì)其賦予材料屬性，具體參數(shù)如表1所示。然后，對(duì)保持架三維實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，仍采取以六面體為主的掃掠方式。由于要求解保持架的高階振動(dòng)模態(tài)，而高階振動(dòng)模態(tài)下保持架的變形較大，為了保證計(jì)算精度，對(duì)保持架有限元模型進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。采用Lanczos快速求解特征器進(jìn)行求解［17］，提取保持架前30階振動(dòng)模態(tài)。

3.2 保持架振動(dòng)模態(tài)分析

3.2.1 引導(dǎo)間隙對(duì)保持架振動(dòng)模態(tài)的影響

當(dāng)7005型角接觸球軸承保持架的兜孔間隙g=0.15 mm時(shí)，不同引導(dǎo)間隙下保持架前30階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率如表2所示。由表2可知，自由狀態(tài)下保持架前6階振動(dòng)模態(tài)為剛性模態(tài)，其固有頻率均為0 Hz?；谵D(zhuǎn)速與頻率間的關(guān)系，計(jì)算保持架各階振動(dòng)模態(tài)對(duì)應(yīng)的極限轉(zhuǎn)速，確保保持架轉(zhuǎn)速不超過極限轉(zhuǎn)速的75%，就可以避免共振［18］。從表2中還可以看出，保持架前30階（除前6階外）振動(dòng)模態(tài)的最小固有頻率為807.3 Hz，其對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速為36 329.4 r/min，而本文設(shè)置的軸承內(nèi)圈的轉(zhuǎn)速為15 000 r/min，顯然不會(huì)發(fā)生共振。另外，保持架前25階（除前6階外）振動(dòng)模態(tài)的固有頻率均隨引導(dǎo)間隙的增大而減小，說明引導(dǎo)間隙越大，保持架越容易發(fā)生共振。

表2 不同引導(dǎo)間隙下保持架各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率Table 2 Natural frequency of each order vibration mode of cage under different guide clearances

圖12為不同引導(dǎo)間隙下保持架第30階模態(tài)的振型。從圖12中可以看出，當(dāng)引導(dǎo)間隙c=0.35mm時(shí)，保持架兩兜孔中間部位的變形最嚴(yán)重；隨著引導(dǎo)間隙的增大，兜孔左右兩側(cè)部位的變形量增大。

圖12 不同引導(dǎo)間隙下保持架第30階模態(tài)的振型Fig.12 Vibration shape of 30th order mode of cage under different guide clearances

3.2.2 兜孔間隙對(duì)保持架振動(dòng)模態(tài)的影響

當(dāng)7005型角接觸球軸承保持架的引導(dǎo)間隙c=0.55 mm時(shí)，不同兜孔間隙下保持架前30階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率如表3所示。從表3中可以看出，保持架前6階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率為0 Hz，此時(shí)保持架為剛體振動(dòng)。保持架各階（除前6階外）振動(dòng)模態(tài)的固有頻率隨兜孔間隙的增大而減小，說明兜孔間隙越大，保持架越容易發(fā)生共振，因此兜孔間隙不宜過大。

表3 不同兜孔間隙下保持架各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率Table 3 Natural frequency of each order vibration mode of cage under different pocket clearances

圖13為不同兜孔間隙下保持架第30階模態(tài)的振型。從圖13中可以看出，保持架變形最大的位置為兜孔左右兩側(cè)部位。

4 顯示動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性驗(yàn)證

在7005型角接觸球軸承內(nèi)圈上的軸向載荷Fa=2 000 N，徑向載荷Fr=200 N，轉(zhuǎn)速n1=15 000 r/min的工況下，該軸承各元件線速度的仿真值與理論值對(duì)比如圖14所示。從圖14中可以看出，角接觸球軸承內(nèi)圈在0.007 s后開始加速并帶動(dòng)保持架與滾珠一起轉(zhuǎn)動(dòng)。在0.01 s后，角接觸球軸承各元件的轉(zhuǎn)動(dòng)達(dá)到平穩(wěn)狀態(tài)。圖14結(jié)果表明，角接觸球軸承保持架線速度的仿真值略高于理論值，相對(duì)誤差為0.099 6%；軸承內(nèi)圈和滾珠的線速度的仿真值均略低于理論值，相對(duì)誤差分別為0.086 0%和0.030 0%。有限元仿真分析得到的線速度的波動(dòng)不大，且與理論值基本吻合，這在一定程度上驗(yàn)證了所建立的角接觸球軸承顯式動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

圖13 不同兜孔間隙下保持架第30階模態(tài)的振型Fig.13 Vibration shape of 30th order mode of cage under different pocket clearances

圖14 7005型角接觸球軸承各元件線速度的變化曲線Fig.14 Variation curve of linear velocity of each component of 7005 type angular contact ball bearing

5 結(jié)論

本文利用ABAQUS軟件建立了7005型角接觸球軸承的顯式動(dòng)力學(xué)模型，分析了引導(dǎo)間隙和兜孔間隙對(duì)保持架穩(wěn)定性及振動(dòng)特性的影響，得出以下結(jié)論。

1）隨著引導(dǎo)間隙的增大，保持架的打滑率、質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比和各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率均減小，保持架的穩(wěn)定性增強(qiáng)，但共振風(fēng)險(xiǎn)增大。

2）隨著兜孔間隙的增大，保持架的打滑率增大，質(zhì)心渦動(dòng)速度偏差比變化不明顯，各階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率減小，保持架的穩(wěn)定性減弱，共振風(fēng)險(xiǎn)增大。

研究得到的變參數(shù)下保持架的穩(wěn)定性和振動(dòng)特性分析結(jié)果可為高速角接觸球軸承保持架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。