葉振環(huán)，吳金明

轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)軸承座設(shè)計(jì)＊

葉振環(huán)，吳金明

（遵義師范學(xué)院 工學(xué)院，貴州 遵義 563006）

滾動(dòng)軸承作為旋轉(zhuǎn)機(jī)械中重要的零部件，其性能測(cè)試主要依靠臺(tái)架試驗(yàn)完成。為滿足通過(guò)轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)完成滾動(dòng)軸承性能測(cè)試的需求，對(duì)部分轉(zhuǎn)子變更為被試軸承后需添加的軸承座進(jìn)行了設(shè)計(jì)。基于轉(zhuǎn)子實(shí)驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、軸承裝配要求，設(shè)計(jì)出了結(jié)構(gòu)合理的軸承座，并進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度分析。

轉(zhuǎn)子實(shí)驗(yàn)臺(tái)；軸承座；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；有限元分析

國(guó)內(nèi)外在軸承座方面的研究頗多，這些研究大多集中在對(duì)某個(gè)設(shè)備的非標(biāo)軸承座上，非標(biāo)軸承座的生產(chǎn)工藝、設(shè)計(jì)方案也在不斷改善[1-3]。這些針對(duì)性研究主要是對(duì)軸承座進(jìn)行工藝分析[4]、強(qiáng)度分析[5]、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[6]、三維建模[7]、有限元分析[8]、公差配合與加工控制[9]等方面的研究。然而，在這些非標(biāo)軸承座的設(shè)計(jì)中，沒(méi)有針對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行軸承座改裝設(shè)計(jì)的。本文將基于轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)通過(guò)結(jié)構(gòu)分析、應(yīng)力分析等一系列分析計(jì)算設(shè)計(jì)一套即裝即用的高精度軸承座，以保證滾動(dòng)軸承在高速負(fù)載情況下的穩(wěn)定運(yùn)行。

1 被試軸承的軸承座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，轉(zhuǎn)子尺寸為Φ75.3×18 mm，轉(zhuǎn)軸尺寸為Φ10×380 mm。轉(zhuǎn)動(dòng)軸在兩端軸承座的支承下為靜平衡，如果從中增加一個(gè)不同軸的軸承座約束，必導(dǎo)致軸上增加一個(gè)多余力偶，使原有靜定結(jié)構(gòu)改變?yōu)槌o定結(jié)構(gòu)。所以，為了能使外加測(cè)試軸承座不對(duì)原有結(jié)構(gòu)增加額外的力偶，或產(chǎn)生的力偶不對(duì)后期測(cè)試實(shí)驗(yàn)造成影響，必須通過(guò)優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來(lái)減小這個(gè)外加力偶帶來(lái)的負(fù)面影響。

圖1 轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)三維模型

目前，常用軸承座的形式有一體式和分體式兩種。一體式又分為徑向螺栓夾緊式和軸向軸承蓋夾緊式。分體式分為上下半圓軸承座分體和左右半圓軸承座分體。通過(guò)經(jīng)驗(yàn)得出，分體式和徑向螺栓夾緊一體式的軸承座很容易在螺栓夾緊固定軸承的過(guò)程中，由于難以準(zhǔn)確控制螺栓預(yù)緊力，導(dǎo)致軸承外圈在受力過(guò)大的情況下產(chǎn)生微小變形，從而引起軸承滾珠在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中摩擦力增大。所以本文選擇用軸承蓋從軸向夾緊軸承?？紤]到盡量降低軸承座的加工誤差對(duì)實(shí)驗(yàn)的影響程度，將安裝軸承部分和連接實(shí)驗(yàn)臺(tái)底座部分設(shè)為分體式結(jié)構(gòu)，這樣的分體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可以解決測(cè)量誤差、加工誤差等對(duì)測(cè)試引起的外加力偶。設(shè)計(jì)得到的軸承座結(jié)構(gòu)模型如圖2所示，該設(shè)計(jì)在結(jié)構(gòu)上滿足軸承座的自動(dòng)對(duì)中要求。

圖2 設(shè)計(jì)軸承座的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)示意圖

根據(jù)轉(zhuǎn)軸直徑，通過(guò)查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[10]（以下簡(jiǎn)稱《手冊(cè)》）可知被試軸承的基本尺寸為10 mm（）×30 mm（）×9 mm（）。對(duì)于軸承內(nèi)圈配合宜采用過(guò)盈配合，對(duì)于外圈配合宜采用過(guò)渡配合。轉(zhuǎn)子實(shí)驗(yàn)臺(tái)軸承座屬于薄型軸承座，參考《手冊(cè)》中優(yōu)先、常用配合（GB/T 1801—1999）得到，基軸制過(guò)渡配合中優(yōu)先采用K7/h6配合，即軸承與軸承座之間的配合公差為Φ30K7/h6。參考《手冊(cè)》中軸孔的基本偏差數(shù)值表得到的公差帶如圖3所示。

圖3 公差帶圖

2 有限元分析

首先對(duì)軸承座三維模型進(jìn)行材料檢查和干涉檢查，接著定義零件與零件之間的相觸面連結(jié)方式為“全局接合”。其次，建立一個(gè)基準(zhǔn)平面作為虛擬壁，模擬螺栓固定效果將軸承座的兩個(gè)接地螺孔固定在虛擬壁上。設(shè)置相應(yīng)的外加軸向載荷a=1 500 N和徑向載荷r=3 000 N，最后對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分并對(duì)局部進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化控制。通過(guò)求解得到的軸承座應(yīng)力情況如圖4所示。從圖4（a）可看出，軸承座的最大應(yīng)力為max=328 MPa，出現(xiàn)最大應(yīng)力是因?yàn)樘砑恿寺菟ǖ募s束。通過(guò)運(yùn)用ISO剪裁工具，剪裁出了大于所選材料屈服應(yīng)力=55.1 MPa的部位，如圖4（b）所示。從圖4（b）可明顯看到，大于材料屈服應(yīng)力的部位僅有因添加螺栓約束周圍的局部區(qū)域，由此判定該軸承座的結(jié)構(gòu)符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖4 軸承座的等效應(yīng)力情況

通過(guò)有限元分析求解得到的軸承座位移情況如圖5所示。從圖5（a）可以看出，軸承座的最大位移量為0.395 mm，但該位移值是軸承座外部的最大絕對(duì)位移，無(wú)法直接判斷與軸承初始游隙的關(guān)系。運(yùn)用探測(cè)工具，在軸承座的軸承孔上均布選取其中6個(gè)點(diǎn)進(jìn)行探測(cè)，獲得如圖5（b）的結(jié)果，由圖中的數(shù)據(jù)得知，最大位移為0.121 mm，最小位移為0.092 8 mm，最大位移差為0.028 2 mm，小于軸承間隙30 μm。由此得出結(jié)論，該軸承座的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足使用要求。

圖5 軸承座的位移情況

3 結(jié)論

本文基于轉(zhuǎn)子振動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)無(wú)法直接進(jìn)行滾動(dòng)軸承測(cè)試的問(wèn)題，在實(shí)驗(yàn)臺(tái)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，進(jìn)行了被試軸承座的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并對(duì)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析，確認(rèn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，使原有實(shí)驗(yàn)臺(tái)的服務(wù)范圍獲得了更大的擴(kuò)展。

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TH133.33

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2019.18.031

2095－6835（2019）18－0080－02

貴州省高層次創(chuàng)新型人才培養(yǎng)項(xiàng)目（遵市科合人才〔2016〕9號(hào)）

葉振環(huán)（1984—），男，博士，教授，從事滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)及轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析工作。吳金明（1995—），男，本科，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)研究工作。

〔編輯：嚴(yán)麗琴〕