一種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法
【專利摘要】本發(fā)明公開了一種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，包括以下步驟：建立軸承最優(yōu)配合量迭代計算流程；考慮主軸與軸承內(nèi)圈離心力膨脹影響，計算主軸-軸承配合量迭代計算初值；考慮冷卻系統(tǒng)對流傳熱、主軸內(nèi)裝電機損耗，計算軸系熱邊界條件；根據(jù)熱邊界條件，計算主軸-軸承系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)溫度場；提取穩(wěn)態(tài)溫度場中主軸、軸承內(nèi)外圈的溫度值，計算主軸、軸承內(nèi)外圈的徑向變形量；將軸承內(nèi)圈與主軸軸頸的徑向變形量之差、軸承外圈與主軸軸頸的徑向變形量之差作為該次迭代計算得到的軸承最優(yōu)配合量，并作為下一次迭代計算的初值；考慮主軸轉(zhuǎn)子、軸承內(nèi)外圈的徑向變形量對軸承發(fā)熱量的影響，重新進行迭代計算。
【專利說明】一種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法 【【技術(shù)領(lǐng)域】】
[0001] 本發(fā)明屬于主軸-軸承配合關(guān)系【技術(shù)領(lǐng)域】，具體涉及一種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù) 設(shè)計方法。 【【背景技術(shù)】】
[0002] 對于機床主軸-軸承系統(tǒng)，軸承內(nèi)圈與主軸轉(zhuǎn)子之間采用過盈配合，軸承外圈與 軸承座之間采用間隙配合。裝配時，由于存在裝配應(yīng)力，會使軸承內(nèi)外圈、主軸轉(zhuǎn)子、軸承座 產(chǎn)生裝配變形；在高速旋轉(zhuǎn)過程中，軸承內(nèi)圈、主軸轉(zhuǎn)子在離心力的作用下會產(chǎn)生徑向離心 膨脹變形；此外，軸承內(nèi)外圈以及主軸轉(zhuǎn)子、軸承座由于溫升也會產(chǎn)生熱膨脹變形。上述三 種變形均會導致軸承內(nèi)圈與主軸轉(zhuǎn)子之間以及軸承外圈與軸承座之間工作時的配合量發(fā) 生變化。
[0003] 軸承配合量應(yīng)滿足，在工作狀態(tài)下，軸承內(nèi)圈與主軸轉(zhuǎn)子不松脫，從而保證軸承在 主軸轉(zhuǎn)子上的位置不發(fā)生變化；軸承外圈與軸承座有一定的過盈量，保證工作時軸承外圈 與軸承座之間不會發(fā)生相對滑動。軸承最優(yōu)配合量就是指，保證在高速旋轉(zhuǎn)時軸承內(nèi)圈與 主軸轉(zhuǎn)子剛好不松脫、軸承外圈與軸承座剛好不發(fā)生相對滑動的配合量。
[0004] 目前在軸承最優(yōu)配合量的研究方面，尚沒有綜合考慮離心膨脹變形、熱膨脹變形 及裝配變形的耦合影響。現(xiàn)有研究多為考慮單一因素影響，或者將各因素影響下的變形進 行線性疊加，但這樣會引起較大計算誤差。 【
【發(fā)明內(nèi)容】
】
[0005] 本發(fā)明的目的針對上述現(xiàn)有方法存在的缺陷或不足，提供一種主軸軸承最優(yōu)配合 參數(shù)設(shè)計方法，該方法綜合考慮離心膨脹變形、熱膨脹變形及裝配變形的耦合影響，確定軸 承最優(yōu)配合量。
[0006] 為實現(xiàn)上述目的，本發(fā)明采用如下的技術(shù)方案：
[0007] -種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，包括如下步驟：
[0008] 1)在幾何建模軟件Proe/E中建立主軸系統(tǒng)的實體模型，并對主軸幾何模型進行 模型簡化；
[0009] 2)考慮主軸與軸承內(nèi)圈離心膨脹的影響，計算軸承最優(yōu)配合量迭代計算初值，其 計算公式如下 ：
【權(quán)利要求】
1. 一種主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，包括如下步驟： 1) 在幾何建模軟件Proe/Ε中建立主軸系統(tǒng)的實體模型，并對主軸幾何模型進行模型 簡化； 2) 考慮主軸與軸承內(nèi)圈離心膨脹的影響，計算軸承最優(yōu)配合量迭代計算初值，其計算 公式如下：
(1) 3 0〇 = 〇 (2) 其中：S K)為軸承內(nèi)圈與主軸的配合量迭代計算初值，S m為軸承外圈與軸承座配合量 的迭代計算初值，P為軸承內(nèi)圈材料密度，ω為旋轉(zhuǎn)角速度，E為軸承內(nèi)圈材料的彈性模 量，^為軸承內(nèi)圈內(nèi)半徑，r2軸承內(nèi)圈外半徑； 3) 計算主軸溫度場相關(guān)熱邊界條件，具體包括如下步驟： 計算軸承發(fā)熱量hf : hf = 1. 047X 104nM (3) 其中：η為軸承轉(zhuǎn)速,Μ為軸承摩擦力矩； 計算潤滑劑的工作粘度V(lil :
(4) 其中：為潤滑油在初始溫度L的粘度，fv為粘度系數(shù)，由潤滑劑產(chǎn)品手冊確定，?\為 潤滑劑工作溫度； 計算內(nèi)裝電機的損耗：
(6) 其中：P，CT1、P?ppct2分別為電機定子、轉(zhuǎn)子的銅損，12分別為通過電機定子、轉(zhuǎn)子的 電流，Ri、R2分別為通過電機定子、轉(zhuǎn)子的電阻，P_為電機的鐵損，fMted為電機的旋轉(zhuǎn)頻率， Κε為與電機材料和結(jié)構(gòu)相關(guān)的常數(shù)，f為磁場交變頻率； 計算冷卻水強制對流換熱系數(shù)hw: hw = 83. 22vw3-962. 8vw2+8635vw-949. 9 (8) 其中：vw為冷卻水的流速； 計算主軸表面與空氣對流換熱系數(shù)ha :
其中：Nu為努賽爾數(shù)，λ a為空氣導熱率，4為特征直徑尺寸； 4) 將簡化后的主軸幾何模型導入ANSYS/workbench中，根據(jù)步驟3)計算所得初始的 溫度場邊界條件，建立軸系熱分析模型，對主軸進行第i次瞬態(tài)溫度場計算，其中，i為正整 數(shù)； 5) 提取瞬態(tài)溫度場計算結(jié)果，根據(jù)步驟3)重新求解此時潤滑劑粘度系數(shù)，并使用軸承 擬靜力學模型計算軸承狀態(tài)參數(shù)，求解軸承摩擦生熱率，更新熱邊界條件，導入軸系熱分析 模型重新進行第i+Ι次瞬態(tài)溫度場計算； 6) 重復步驟3)?5)，比較相鄰兩次計算結(jié)果，若最高溫度相差小于0. 2°C，則終止迭 代，認為主軸系統(tǒng)溫度場達到穩(wěn)態(tài)； 7) 提取計算得到的主軸穩(wěn)態(tài)溫度場中軸承內(nèi)外圈和與軸承配合處的主軸轉(zhuǎn)子、軸承座 的節(jié)點溫度，帶入軸承配合量計算模型，計算軸承內(nèi)外圈和與軸承配合處的主軸轉(zhuǎn)子、軸承 座徑向變形量，并計算軸承配合量： δ ^. = Δ r^·- Δ r2J (24) 5 〇j = Δ r3j~ Δ r4j (25) 式中：S u為第j次迭代計算得到的軸承內(nèi)圈與軸承外圈配合量，Λ ru、Λ 分別為第 j次迭代計算得到的軸承內(nèi)圈和主軸的徑向變形量，S d為第j次迭代計算得到的軸承外圈 與軸承座的配合量，△I'm.、分別為第j次迭代計算得到的軸承外圈和軸承座的徑向變 形量； 8) 將步驟7)中計算得到的軸承內(nèi)外圈變形量代入軸承擬靜力學模型，重復步驟3)? 7)，得到第j+Ι次軸承配合量，比較相鄰兩次計算結(jié)果，若滿足終止條件，則迭代終止，輸出 最優(yōu)軸承配合量。
2. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，步驟3)中，軸 承摩擦力矩Μ由下式確定： Μ = Μ,+Μ^Μ,+Μ^ (4) 其中：MV為粘性摩擦力矩，為載荷引起的摩擦力矩，Ms為自旋摩擦力矩，Mgy為陀螺力 矩。
3. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，步驟3)中，換 熱系數(shù)計算中，根據(jù)冷卻系統(tǒng)對流傳熱CFX仿真，擬合出冷卻液和強制對流換熱系數(shù)。
4. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，步驟7)中，穩(wěn) 態(tài)溫度場計算中，根據(jù)求得的主軸瞬態(tài)溫度場，提取軸承處的溫度值，計算出潤滑劑在工作 溫度下的粘度，考慮軸承內(nèi)外圈的徑向熱膨脹變形對軸承幾何參數(shù)的影響，根據(jù)軸承擬靜 力學模型重新計算軸承的運動狀態(tài)參數(shù)和摩擦生熱率，并重新計算軸承溫度場，直至溫度 場達到穩(wěn)態(tài)。
5. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，步驟7)中，軸 承內(nèi)圈的徑向變形量、與軸承配合處的主軸的徑向變形量Ar 2、軸承外圈的徑向變形 量Λr3以及軸承座的徑向變形量Λr4的計算公式分別如下：
(13) 式中：v為材料的泊松比，E為材料的彈性模量，α為材料的彈性模量，P為材料的密 度，T為軸承內(nèi)外圈、主軸轉(zhuǎn)子、軸承座各自對應(yīng)的溫度，a為主軸轉(zhuǎn)子內(nèi)徑，b為軸承內(nèi)圈內(nèi) 半徑，d、e為軸承外圈內(nèi)外半徑，Q、C 2、C3、C4、C5、C6、C 7、C8為常數(shù)； 其中：
i) ) 其中：c為軸承內(nèi)圈外半徑，f為軸承座內(nèi)半徑； Pi為軸承內(nèi)圈與主軸轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)下需要保證的裝配應(yīng)力，p2為軸承外圈與軸承座 的裝配應(yīng)力，其計算公式如下：
其中，dbi為軸承內(nèi)徑，db。為軸承外徑，lb為結(jié)合面軸向長度，這里取為軸承寬度，μ為 結(jié)合面摩擦系數(shù)，F(xiàn)x為軸向力。
6.根據(jù)權(quán)利要求1所述的主軸軸承最優(yōu)配合參數(shù)設(shè)計方法，其特征在于，步驟8)中，軸 承配合量迭代計算終止條件，其中考慮到計算精度和效率，終止條件設(shè)定為I
【文檔編號】G06F17/50GK104112043SQ201410315488
【公開日】2014年10月22日 申請日期:2014年7月3日 優(yōu)先權(quán)日:2014年7月3日
【發(fā)明者】洪軍, 劉光輝, 萬少可, 李小虎, 吳文武, 王夢茜, 馬劭航, 米維 申請人:西安交通大學