趙雁,夏玉磊,廖輝,3,謝鵬飛,張致遠(yuǎn)
(1.洛陽(yáng)軸承研究所有限公司,河南 洛陽(yáng) 471039;2.河南省機(jī)床主軸工程技術(shù)研究中心,河南 洛陽(yáng) 471039;3.西北工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院,西安 710071)
隨著金屬材料冶煉技術(shù)的進(jìn)步,延壽技術(shù)的發(fā)展[1-2]以及潤(rùn)滑可靠性的提高[3-4],精密軸系軸承的承載能力和疲勞壽命已不再是主要研究對(duì)象,其運(yùn)轉(zhuǎn)精度和穩(wěn)定性的提升已成為其發(fā)展的關(guān)鍵[5]。
徑、軸向載荷比是影響精密軸系軸承運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性的重要參數(shù)之一。目前,該方面的研究主要集中在軸向載荷對(duì)軸承或主軸相關(guān)性能的影響,而忽略了徑、軸向載荷比的關(guān)聯(lián)關(guān)系:文獻(xiàn)[6]分析了高速角接觸球軸承的運(yùn)動(dòng)學(xué)特征,研究表明施加合適的軸向預(yù)載荷可以避免鋼球陀螺滑動(dòng)以及減小自旋滑動(dòng); 文獻(xiàn)[7]分析了徑、 軸向載荷比對(duì)圓錐滾子軸承接觸應(yīng)力和額定壽命的影響,結(jié)果表明存在合適的載荷比使軸承額定壽命最大;文獻(xiàn)[8]分析了軸向預(yù)載荷對(duì)雙列角接觸球軸承性能的影響,軸向預(yù)載荷過(guò)大,軸承旋轉(zhuǎn)靈敏度較小,摩擦功耗增加,軸向預(yù)載荷過(guò)小,軸承剛度難以滿足使用要求,軸系抗振能力較弱;文獻(xiàn)[9]分析了定位預(yù)緊組配軸承的最小工作預(yù)載荷,得到了初始預(yù)載荷及最小工作預(yù)載荷的關(guān)系;文獻(xiàn)[10]建立了陀螺角接觸球軸承動(dòng)力學(xué)分析模型,結(jié)果表明隨預(yù)緊力減小,陀螺角接觸球軸承的摩擦力矩幅值會(huì)出現(xiàn)較多的突跳點(diǎn);文獻(xiàn)[11]分析了擰緊力矩對(duì)航天器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)軸系摩擦力矩的影響,結(jié)果表明軸承摩擦力矩隨擰緊力矩增大而增大;文獻(xiàn)[12]基于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論建立了考慮載荷效應(yīng)的流體滾動(dòng)阻力矩?cái)?shù)學(xué)模型,分析了軸承預(yù)載荷對(duì)主軸靜、動(dòng)態(tài)特性的影響,并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性;文獻(xiàn)[13]通過(guò)一對(duì)背靠背安裝角接觸球軸承的軸系振動(dòng)試驗(yàn),發(fā)現(xiàn)軸承預(yù)緊程度對(duì)其固有頻率和諧響應(yīng)振幅影響顯著;文獻(xiàn)[14]建立了五自由度磨床主軸模型,分析了主軸預(yù)載荷與剛度和振動(dòng)的關(guān)系,結(jié)果表明軸向預(yù)載荷使系統(tǒng)的軸向固有頻率小于徑向固有頻率。
本文在上述研究的基礎(chǔ)上,建立了精密軸系軸承仿真分析模型,以軸承載荷分布、鋼球旋滾比以及軸承摩擦力矩等作為評(píng)價(jià)指標(biāo),分析了徑、軸向載荷比對(duì)精密軸系軸承動(dòng)態(tài)特性的影響,以確定最優(yōu)載荷比,并通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。
精密軸系主軸由2套角接觸球軸承共同支承,并施加一定的軸向預(yù)載荷,如圖1所示。左、右端軸承動(dòng)力學(xué)特性相同,以左端軸承為例分析。為了準(zhǔn)確描述精密軸系軸承的運(yùn)動(dòng),建立以下坐標(biāo)系(下標(biāo)用l表示):1)以精密軸系中心為原點(diǎn)建立慣性坐標(biāo)系Oxyz,各零件的位移及作用力均在該坐標(biāo)系下描述;2)以外圈質(zhì)心Oe為原點(diǎn)建立外圈坐標(biāo)系Oexeyeze;3)以內(nèi)圈質(zhì)心Oi為原點(diǎn)建立內(nèi)圈坐標(biāo)系Oixiyizi;4)以保持架質(zhì)心Oc為原點(diǎn)建立保持架坐標(biāo)系Ocxcyczc;5)以球質(zhì)心Ob為原點(diǎn)建立球坐標(biāo)系Obxbybzb;6)以保持架兜孔中心Op為原點(diǎn)建立兜孔坐標(biāo)系Opxpypzp。
圖1 精密軸系示意圖
圖2 球運(yùn)動(dòng)示意圖
在軸、徑向載荷聯(lián)合作用下,球受力如圖3所示,圖中:Qlij,Qlej為球與內(nèi)、外圈溝道的法向接觸載荷;Tlηej,Tlηij,Tlξej,Tlξij為球與溝道之間的拖動(dòng)力;Qlczj,Qlcxj為球與保持架在切向和軸向的法向接觸載荷;PlRηj,PlRξj為球表面的滾動(dòng)摩擦阻力;PlSηj,PlSξj為球表面的滑動(dòng)摩擦阻力;Fhηij,F(xiàn)hηej,F(xiàn)hξij,F(xiàn)hξej為作用在球上的流體動(dòng)壓力的水平分量;Flηij,F(xiàn)lηej,F(xiàn)lξij,F(xiàn)lξej為球與內(nèi)、外圈溝道接觸入口處流體作用產(chǎn)生的滾動(dòng)摩擦阻力;Jlbx,Jlby,Jlbz為球的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;Glbyj,Glbzj為球在ylbj,zlbj方向的慣性力矩;下標(biāo)η,ξ表示球與溝道接觸橢圓的長(zhǎng)軸和短軸方向;下標(biāo)i,e表示內(nèi)、外圈。
圖3 軸、徑向載荷聯(lián)合作用下球受力示意圖
球動(dòng)力學(xué)微分方程組為
(1)
式中:mlb為球質(zhì)量;Dw為球直徑;
為球質(zhì)心加速度;
為球角加速度。
保持架在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受到引導(dǎo)套圈的作用力、自身重力以及球的作用力,其受力模型如圖4所示,圖中:Flcy,F(xiàn)lcz,Mlcx分別為引導(dǎo)擋邊對(duì)保持架的法向力、切向力和力矩;Glc為保持架重力;ψlc為保持架坐標(biāo)系與外圈坐標(biāo)系的偏角;φl(shuí)j為第j個(gè)球的方位角(第1個(gè)球位置在yle負(fù)半軸)。
圖4 保持架受力示意圖
保持架動(dòng)力學(xué)微分方程組為
(2)
式中:mlc為保持架質(zhì)量;
為保持架質(zhì)心加速度;Jlcx,Jlcy,Jlcz為保持架轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;
為保持架角加速度;Z為球數(shù);Dpw為球組節(jié)圓直徑。
工作過(guò)程中內(nèi)圈與軸配合使用,其整體受力如圖5所示,圖中:Fr為徑向載荷;Fa為軸向預(yù)載荷;θ為軸傾角;Ll,Lr為徑向載荷作用位置與左、右端軸承的距離。
圖5 軸與內(nèi)圈受力示意圖
軸與內(nèi)圈的動(dòng)力學(xué)微分方程為
(3)
式中:ms為軸與內(nèi)圈整體的質(zhì)量;
為軸與內(nèi)圈整體的質(zhì)心加速度;Jsy,Jsz為軸與內(nèi)圈整體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;
為軸與內(nèi)圈的角加速度;My,Mz為軸與內(nèi)圈所受的外加力矩;fi為內(nèi)溝曲率半徑系數(shù)。
以某精密軸系P2級(jí)B7005角接觸球軸承為研究對(duì)象,其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1,套圈及鋼球材料為GCr15,保持架材料為聚酰亞胺,軸系轉(zhuǎn)速為5 000 r/min。基于多體動(dòng)力學(xué)軟件建立精密軸系仿真分析模型,采用GSTIFF變步長(zhǎng)積分算法[15]求解模型的動(dòng)力學(xué)方程組,分析不同載荷比下軸承的動(dòng)力學(xué)特性。
表1 B7005角接觸球軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)
根據(jù)該精密軸系軸承使用經(jīng)驗(yàn),取軸向載荷Fa=100 N及一系列徑向載荷,分析不同徑、軸向載荷比(后文簡(jiǎn)稱載荷比)下軸承的載荷分布,結(jié)果如圖6所示:1)僅受軸向載荷時(shí),各鋼球與溝道的接觸載荷相同;2)隨徑向載荷增大,鋼球最小接觸載荷逐漸減小,徑向載荷增大至500 N時(shí),部分鋼球的接觸載荷極小(最小值為0.12 N)。
在接觸載荷作用下,鋼球與溝道之間存在摩擦力矩MF,當(dāng)MF 圖7 鋼球無(wú)陀螺旋轉(zhuǎn)時(shí)的載荷 考慮到精密軸系中實(shí)際軸向載荷不能過(guò)大,根據(jù)軸系典型工況條件Fr分別為100,200,300 N,取載荷比在0.5~4.0范圍內(nèi)仿真分析。不同載荷比下鋼球相對(duì)內(nèi)圈溝道的旋滾比(鋼球繞接觸面法線的自旋角速度與鋼球相對(duì)于套圈溝道的滾動(dòng)角速度的比值,旋滾比越大,鋼球自旋滑動(dòng)摩擦越大,鋼球越易摩擦損傷)如圖8所示:1)當(dāng)載荷比較小時(shí),3種徑向載荷對(duì)應(yīng)的鋼球旋滾比均較小。2)隨載荷比增大,F(xiàn)r為100 N時(shí)鋼球旋滾比快速增大;當(dāng)Fr/Fa<2.0,F(xiàn)r為200,300 N時(shí)鋼球旋滾比緩慢增大;當(dāng)Fr/Fa>2.0時(shí),鋼球旋滾比快速增大。 圖8 載荷比對(duì)鋼球旋滾比的影響 角接觸球軸承摩擦力矩主要受載荷影響,包括鋼球與套圈之間的彈性滯后引起的摩擦力矩、鋼球的自旋滑動(dòng)引起的摩擦力矩、鋼球與溝道間差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦力矩、鋼球與保持架兜孔接觸產(chǎn)生的摩擦力矩、保持架與套圈之間的摩擦力矩、潤(rùn)滑劑黏性摩擦力矩等,計(jì)算模型參考文獻(xiàn)[10]。軸承摩擦力矩及其波動(dòng)值隨載荷比的變化如圖9所示:1)當(dāng)載荷比一定時(shí),隨徑向載荷增大,軸承摩擦力矩增大,其波動(dòng)值減小。2)隨載荷比增大,軸承摩擦力矩減小,其波動(dòng)值逐漸增大。 綜上分析可知:當(dāng)載荷比取1.25~2.00時(shí),鋼球不會(huì)發(fā)生陀螺打滑,鋼球旋滾比較小,軸承摩擦力矩及其波動(dòng)值較小,軸承綜合性能較佳。 采用直流無(wú)刷電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)精密軸系運(yùn)轉(zhuǎn),如圖10所示,驅(qū)動(dòng)電壓恒定,電流產(chǎn)生的電磁力矩與軸承摩擦力矩平衡,可通過(guò)電動(dòng)機(jī)電流來(lái)間接反映軸承摩擦力矩及其波動(dòng)[16]。 圖10 直流無(wú)刷電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)精密軸系 轉(zhuǎn)速為5 000 r/min,徑向載荷Fr為200 N時(shí),取軸向載荷為50~200 N,不同載荷比下精密軸系的電流及其波動(dòng)分別如圖11和圖12所示。 由圖11可知:當(dāng)載荷比為1.0時(shí),電流均值較大,波動(dòng)較??;隨載荷比增大,電流均值減小但波動(dòng)明顯加劇。 由圖12可知:隨載荷比增大,電流均值減小,但其電流波動(dòng)值增大。分析結(jié)果與仿真結(jié)果一致。 基于動(dòng)力學(xué)理論建立了含一對(duì)角接觸球軸承的精密軸系仿真分析模型,分析了徑、軸向載荷比對(duì)軸承載荷分布、鋼球旋滾比以及軸承摩擦力矩的影響,并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性,得到如下結(jié)論: 1)隨載荷比增大,鋼球最小接觸載荷減小,載荷比小于4可以防止鋼球發(fā)生陀螺打滑; 2)隨載荷比增大,鋼球旋滾比先緩慢增大后迅速增大,載荷比小于2.0有利于減輕軸承的自旋滑動(dòng); 3)隨載荷比增大,軸承摩擦力矩減小,但其波動(dòng)值增大。 (a)Fr/Fa=1.0 圖12 載荷比對(duì)精密軸系電流均值及其波動(dòng)的影響2.2 載荷比對(duì)鋼球旋滾比的影響
2.3 載荷比對(duì)軸承摩擦力矩的影響
2.4 小結(jié)
3 試驗(yàn)驗(yàn)證
4 結(jié)論