彈性支承超高速微型球軸承的動(dòng)態(tài)仿真與試驗(yàn)分析

謝鵬飛，葛世東，徐俊，屈馳飛，李晌

(1.洛陽(yáng)軸研科技股份有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039; 2.河南省高性能軸承技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河南 洛陽(yáng) 471039；3.滾動(dòng)軸承產(chǎn)業(yè)技術(shù)創(chuàng)新戰(zhàn)略聯(lián)盟，河南 洛陽(yáng) 471039；4. 凱邁(洛陽(yáng))測(cè)控有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039)

超高速微型球軸承通常應(yīng)用在高速電動(dòng)機(jī)中，其轉(zhuǎn)速一般在100 000 r/min以上。由于軸承轉(zhuǎn)速高，失效形式較為特殊，常見(jiàn)失效模式有：軸承無(wú)法達(dá)到工作轉(zhuǎn)速、超高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)產(chǎn)生共振導(dǎo)致軸承磨損失效、保持架運(yùn)轉(zhuǎn)不穩(wěn)定導(dǎo)致軸承掉速等。文獻(xiàn)[1]研究表明，彈性支承可以改善轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性；文獻(xiàn)[2]研究表明，相對(duì)于剛性保持架，柔性保持架的運(yùn)轉(zhuǎn)更穩(wěn)定。

鑒于此，擬采用彈性支承和柔性保持架解決超高速微型球軸承的失效問(wèn)題。

下文在文獻(xiàn)[3]所建立模型的基礎(chǔ)上對(duì)不同轉(zhuǎn)速下軸承的動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行仿真分析，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證仿真模型的正確性和軸承改進(jìn)方案的可行性。

1 彈性支承微型軸承結(jié)構(gòu)

轉(zhuǎn)子系統(tǒng)常用的彈性支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜[1]，其支承剛度主要取決于彈性支承的結(jié)構(gòu)剛度。由于文中研究的超高速微型球軸承外形尺寸小(內(nèi)徑3 mm×外徑7 mm×寬度2.5 mm)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜彈性支承在該類(lèi)軸承上應(yīng)用難度較大，不利于批量生產(chǎn)，故采用了一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的阻尼環(huán)作為彈性支承，其支承剛度取決于阻尼環(huán)的材料剛度；軸承保持架采用非金屬柔性材料，結(jié)構(gòu)類(lèi)型為實(shí)體冠形。彈性支承微型球軸承的結(jié)構(gòu)形式如圖1所示。

1—內(nèi)圈；2—外圈；3—阻尼環(huán)；4—保持架；5—鋼球

2 理論模型

利用ADAMS軟件建立了彈性支承下高速微型球軸承的剛?cè)岫囿w動(dòng)力學(xué)仿真分析模型[3]，并針對(duì)圖1所示結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)單的模擬仿真。結(jié)果初步證明，采用這種彈性支承結(jié)構(gòu)和柔性保持架可使微型球軸承在超高速狀態(tài)下的性能更加穩(wěn)定。

軸承采用彈性支承后，軸承各零件間的相互作用更加復(fù)雜，故進(jìn)行以下假設(shè)：

1)內(nèi)圈有4自由度，包括繞軸線轉(zhuǎn)動(dòng)和3個(gè)方向的平動(dòng)；外圈有2自由度，僅有徑向平面2個(gè)方向的平動(dòng)；保持架和鋼球?yàn)?自由度。

2)套圈與鋼球接觸時(shí)的幾何變形僅存在于接觸位置，且符合Hertz接觸理論。

3)軸承彈流潤(rùn)滑拖動(dòng)力采用中心油膜厚度進(jìn)行計(jì)算。

2.1 彈性支承軸承的支反力模型

假設(shè)軸承彈性支承結(jié)構(gòu)與軸承座之間為剛性連接，則彈性支承軸承的支反力模型如圖2所示。圖中將彈性支承和軸承簡(jiǎn)化為2個(gè)串聯(lián)的彈簧。軸承的總支反力F由軸承載荷F1和彈性支承載荷Ft組成

F=F1+Ft,

(1)

(2)

Ft=Ktδt,

(3)

式中：K1為軸承載荷-變形常量；Kt為彈性支承的剛度系數(shù)，由阻尼環(huán)材料剛度決定；δ1為軸承的變形；δt為彈性支承的變形。

圖2 彈性支承的支反力模型

2.2 支反力方程

軸承外圈力學(xué)模型如圖3所示，支承系統(tǒng)坐標(biāo)系為S∶Oyz；鋼球坐標(biāo)系為Sbj∶Objybzb；保持架平面坐標(biāo)系為Sc∶Ocyczcyc軸通過(guò)最小油膜h0所在點(diǎn)。yc軸相對(duì)于y軸轉(zhuǎn)動(dòng)的角度為ψc,Oc點(diǎn)在S坐標(biāo)系中的坐標(biāo)為(Δyc,Δzc)。

外圈所受徑向載荷可通過(guò)下式計(jì)算

(4)

式中：Frjy為外圈法向接觸力在慣性坐標(biāo)系y軸上的投影分量；Frjz為外圈法向接觸力在慣性坐標(biāo)系z(mì)軸上的投影分量；Tsjy為外溝道拖動(dòng)力在慣性坐標(biāo)系y軸上的投影分量；Tsjz為外溝道拖動(dòng)力在慣性坐標(biāo)系z(mì)軸上的投影分量；Fcy為外圈與保持架間作用力在慣性坐標(biāo)系y軸上的投影分量；Fcz為外圈與保持架間作用力在坐標(biāo)系S中z軸上的投影分量。

由Hertz理論可知，軸承外圈法向接觸力為彈性趨近量的函數(shù)[4],即

(5)

式中：Kej為鋼球與外圈溝道接觸處的載荷-變形常量；δej為鋼球與外圈溝道間的彈性趨近量；下標(biāo)j為第j個(gè)鋼球。

圖3 軸承外圈力學(xué)模型

外圈法向接觸力在徑向平面上的投影分量可由下式計(jì)算

(6)

式中：H(·)為亥維賽函數(shù)[5]，若函數(shù)變量>0，則函數(shù)值為1，否則函數(shù)值為0；φj為第j個(gè)鋼球的方位角；αj為第j個(gè)鋼球的外接觸角。

當(dāng)軸承為完全彈流潤(rùn)滑時(shí)，鋼球與外溝道間的拖動(dòng)力可由下式表示

(7)

式中：μf為油膜拖動(dòng)系數(shù)。

軸承外圈與保持架間的作用力可用正交分量F′cy和F′cz來(lái)描述(圖3)。在建立平衡方程時(shí)，需通過(guò)下式將保持架固定坐標(biāo)系Sc中的F′cy和F′cz變換到坐標(biāo)系S中

(8)

通過(guò)聯(lián)立(3)和(4)式可得彈性支承軸承的徑向剛度，其計(jì)算式為

(9)

彈性支承軸承外圈的運(yùn)動(dòng)微分方程可根據(jù)Newton第二定理得到，即

(10)

式中：me為軸承外圈質(zhì)量；cth為軸承彈性支承的阻尼；Fy，F(xiàn)z分別為y，z方向上彈性支承對(duì)軸承外圈的支反力。

3 動(dòng)態(tài)仿真分析

3.1 仿真模型

基于以上理論模型和角接觸球軸承動(dòng)力學(xué)分析模型[2，6-8]，利用ADAMS軟件建立彈性支承下高速微型球軸承的剛?cè)岫囿w動(dòng)力學(xué)仿真分析模型[9-11]，再利用Fortran程序設(shè)計(jì)語(yǔ)言和ADAMS功能函數(shù)編寫(xiě)軸承各零件及彈性支承件間的作用力子程序，最后將程序返回值通過(guò)程序編譯后生成的動(dòng)態(tài)鏈接庫(kù)文件*.dll傳遞給ADAMS/Solver求解器，完成彈性支承微型球軸承的仿真分析。

以某型號(hào)超高速微型球軸承為例，其彈性支承軸承和普通軸承的主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 2種軸承主要參數(shù)對(duì)比

3.2 仿真分析

文中主要對(duì)比分析轉(zhuǎn)速在50 000，70 000和100 000 r/min下彈性支承軸承與普通軸承的內(nèi)圈質(zhì)心徑向振動(dòng)頻譜圖以及保持架質(zhì)心軌跡，仿真結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖4 內(nèi)圈質(zhì)心徑向振動(dòng)頻譜對(duì)比

由圖4可以看出,當(dāng)轉(zhuǎn)速為50 000 r/min時(shí)，2種軸承的內(nèi)圈質(zhì)心徑向振動(dòng)性能比較接近，振幅在同一量級(jí)，彈性支承并沒(méi)有顯示出明顯的優(yōu)勢(shì)；但是在高于50 000 r/min后彈性支承軸承內(nèi)圈質(zhì)心徑向振動(dòng)性能明顯優(yōu)于普通軸承，特別是在高頻狀態(tài)下，彈性支承軸承內(nèi)圈質(zhì)心振動(dòng)幅值遠(yuǎn)小于普通軸承。這是由于彈性支承軸承在超高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，其阻尼結(jié)構(gòu)降低了軸承的振動(dòng)幅值，避免了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的共振，鋼球與套圈間的相互作用比較穩(wěn)定，從而保證了彈性支承軸承能夠在超高速下平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)。

圖5 保持架質(zhì)心軌跡對(duì)比

由圖5可以看出,普通軸承剛性保持架的質(zhì)心軌跡相對(duì)紊亂，且質(zhì)心運(yùn)動(dòng)范圍較大；彈性支承軸承的柔性保持架質(zhì)心軌跡相對(duì)規(guī)則，且質(zhì)心運(yùn)動(dòng)范圍較小。分析認(rèn)為，這是由于柔性保持架的結(jié)構(gòu)剛度相對(duì)較低、彈性較大，在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中可以吸收部分鋼球和套圈對(duì)保持架的沖擊能量，從而緩解了保持架的振動(dòng)。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)以上仿真分析結(jié)果可知，超高速微型球軸承采用彈性支承和柔性材料保持架可使其高速性能更穩(wěn)定，但仿真模型的正確性和改進(jìn)方案的可行性還需通過(guò)試驗(yàn)給予驗(yàn)證。因此，在專用高速微型軸承試驗(yàn)機(jī)上對(duì)普通軸承和彈性支承軸承進(jìn)行了對(duì)比試驗(yàn)，主要監(jiān)測(cè)轉(zhuǎn)速在50 000，70 000和100 000 r/min下軸承的振動(dòng)情況，試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示。

圖6 軸承振動(dòng)性能試驗(yàn)對(duì)比

對(duì)比圖6可知,彈性支承軸承的高速性能明顯優(yōu)于普通軸承；普通軸承在升速過(guò)程中，振動(dòng)大，升速困難，最高轉(zhuǎn)速為82 800 r/min，無(wú)法達(dá)到100 000 r/min的工作轉(zhuǎn)速；采用彈性支承和柔性保持架的軸承，試驗(yàn)過(guò)程中運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，振動(dòng)小，升速快，順利達(dá)到100 000 r/min的工作轉(zhuǎn)速；試驗(yàn)結(jié)果與動(dòng)態(tài)仿真結(jié)果基本吻合。

此外，還對(duì)裝有彈性支承和柔性保持架的軸承隨主機(jī)進(jìn)行了性能試驗(yàn)，結(jié)果表明軸承運(yùn)轉(zhuǎn)良好，性能穩(wěn)定，完全滿足主機(jī)的各項(xiàng)要求。

5 結(jié)論

1)彈性支承的阻尼作用對(duì)軸承系統(tǒng)振動(dòng)起到一定的緩沖作用，當(dāng)轉(zhuǎn)速高于50 000 r/min時(shí)彈性支承軸承的性能明顯優(yōu)于普通軸承，柔性材料保持架運(yùn)轉(zhuǎn)更加穩(wěn)定。

2)普通軸承振動(dòng)大，無(wú)法達(dá)到100 000 r/min的工作轉(zhuǎn)速；彈性支承軸承振動(dòng)小，升速快，可順利達(dá)到要求的工作轉(zhuǎn)速，高速性能明顯優(yōu)于普通軸承。

3)驗(yàn)證了仿真分析結(jié)果的正確性，表明彈性支承超高速微型球軸承仿真分析方法是可行的，對(duì)軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)具有一定的指導(dǎo)意義。采用彈性支承和柔性材料保持架是解決超高速微型球軸承失效問(wèn)題的有效手段。