王延忠，張東彬，鄂世元，馬新忠，鄭昊天

(1.北京航空航天大學(xué)，北京 100191；2.洛陽軸承研究所有限公司，河南 洛陽 471039)

滾動軸承是機(jī)械系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件，提高軸承可靠性的研究仍屬于國家發(fā)展研究方向的重點。開展?jié)L動軸承動態(tài)可靠性設(shè)計方法研究，需要進(jìn)行滾動軸承的振動試驗，通過試驗機(jī)的振動系統(tǒng)模擬滾動軸承實際運(yùn)行過程中的復(fù)雜振動工況，進(jìn)行振動試驗并獲得滾動軸承的性能參數(shù)，以對軸承的動態(tài)失效原理和可靠性設(shè)計結(jié)果進(jìn)行驗證，從而指導(dǎo)軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計，提高軸承的可靠性。

1 軸承振動試驗機(jī)的總體結(jié)構(gòu)

軸承振動試驗機(jī)用于航空航天、高鐵、機(jī)床滾動軸承(角接觸球軸承、深溝球軸承、圓柱滾子軸承)的動態(tài)可靠性試驗，如軸承壽命試驗、載荷譜循環(huán)試驗、振動特性試驗及潤滑特性試驗等[1]。

試驗機(jī)主要包括主體、加載系統(tǒng)、振動系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、測控系統(tǒng)及輔助設(shè)備。試驗機(jī)工作原理及三維模型分別如圖1、圖2所示。

圖1 振動試驗機(jī)工作原理示意圖Fig.1 Working principle diagram of vibration tester

圖2 振動試驗機(jī)三維模型Fig.2 Three-dimensional model of vibration tester

1.1 試驗機(jī)主體設(shè)計

軸承試驗機(jī)的主體結(jié)構(gòu)如圖3所示，采用2個支點支承的橋型結(jié)構(gòu)，可同時試驗2套軸承。主軸上安裝有4套軸承，左右兩端的試驗軸承作為支承點，中端的2套陪試軸承為徑向載荷作用點。其中，2套陪試軸承選擇型號相同，具有較高極限轉(zhuǎn)速和承載能力的雙列圓柱滾子軸承。對于不同型號及不同內(nèi)徑的試驗軸承，試驗機(jī)的外殼體與軸向、徑向載荷加載器共用，只需更換不同的主軸及相應(yīng)的軸承內(nèi)外圈調(diào)整套。

1—軸向加載器；2—試驗機(jī)殼體；3，6—試驗軸承；4—徑向加載器；5—陪試軸承；7—主軸；8—支架圖3 試驗機(jī)主體結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Main structure diagram of tester

1.2 振動系統(tǒng)

振動系統(tǒng)能夠根據(jù)輸入的信號源數(shù)據(jù)輸出相應(yīng)的模擬振動激勵，對試驗軸承施加軸向和徑向的振動激勵，模擬試驗軸承的實際振動工況,并對振動臺的模擬振動進(jìn)行實時檢測。

振動系統(tǒng)主要包括波形發(fā)生器、功率放大器、振動發(fā)生器、頂桿等。振動發(fā)生器(圖4a)為電動式激振器，其恒定磁場由通入勵磁線圈的直流電產(chǎn)生，功率放大器產(chǎn)生的試驗電流通入動線圈，動線圈受到周期變化的電磁激勵力的作用帶動激勵桿作往復(fù)運(yùn)動。激振器主要參數(shù)見表1。

表1 激振器主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of vibration exciter

如圖4b所示，主軸中段安裝有陪試軸承和陪試軸承套，陪試軸承套為外部載荷、振動激勵的受力件，將載荷、振動激勵通過陪試軸承傳遞到主軸。如圖4c所示，軸向激勵桿末端的圓環(huán)固定在徑向激勵桿上，徑向激勵桿末端與陪試軸承套采用螺紋連接，軸向振動激勵Fva和徑向振動激勵Fvr通過軸向激勵桿作用于陪試軸承套并通過陪試軸承將振動激勵傳遞到轉(zhuǎn)動的主軸，使主軸產(chǎn)生軸向振動位移Ua和徑向振動位移Ur，最終實現(xiàn)對試驗軸承內(nèi)圈振動激勵的施加。

圖4 振動系統(tǒng)示意圖Fig.4 Diagram of vibration system

1.3 潤滑系統(tǒng)

試驗機(jī)最高設(shè)計轉(zhuǎn)速為10 000 r/min，根據(jù)試驗軸承應(yīng)用場景和具體試驗工況，試驗軸承和陪試軸承采用油氣潤滑或脂潤滑。

油氣潤滑的供油量為

Q=DBc，

(1)

式中：Q為軸承的耗油量，mm3/h；D為軸承外徑，mm；B為軸承寬度，mm；c為形狀修正系數(shù)，其中角接觸球軸承c=0.01，一般球軸承c=0.02，滾子軸承c=0.03[2]。該公式基于經(jīng)驗得到，其計算值僅作為基準(zhǔn)參考值，實際供油量需在試驗中根據(jù)具體情況調(diào)整確定。

壓縮空氣采用連續(xù)供給，平均每個潤滑點耗氣量參考值為1.5 m3/h，實際供氣量根據(jù)潤滑狀況進(jìn)行調(diào)整。

陪試軸承為雙列圓柱滾子軸承，可通過軸承外圈供油孔潤滑，通過噴嘴結(jié)構(gòu)對試驗軸承進(jìn)行點對點潤滑，潤滑供油裝置如圖5所示。

1，6—噴油嘴；2，3，4，5—輸油管；7，14—試驗軸承套；8—主軸；9，13—試驗軸承；10，12—陪試軸承；11—陪試軸承套圖5 軸承潤滑供油示意圖Fig.5 Diagram of lubrication oil supply for bearing

1.4 加載系統(tǒng)

試驗軸承的徑向加載和軸向加載均采用液壓比例加載方式，如圖6所示，比例溢流閥控制方法較為簡單，控制精度較高，控制液壓時無需啟動油泵，液壓系統(tǒng)壓力穩(wěn)定。液壓系統(tǒng)的壓力傳感器選型時，應(yīng)確保液壓系統(tǒng)壓力的有效工作區(qū)間在其工作范圍的中壓力區(qū)，從而使傳感器具有較高的精度，加載系統(tǒng)具有良好的穩(wěn)定性。

圖6 比例加載系統(tǒng)原理圖Fig.6 Principle diagram of proportional loading system

1.5 測控系統(tǒng)

試驗機(jī)測控系統(tǒng)包括傳感器信號源、信號調(diào)理器、數(shù)據(jù)采集卡、工控機(jī)等。試驗機(jī)以工控機(jī)為中心，溫度、壓力、振動、轉(zhuǎn)速等傳感器信號經(jīng)信號調(diào)理傳輸?shù)綌?shù)據(jù)采集中心，進(jìn)行數(shù)據(jù)處理后傳送到工控機(jī)存儲和輸出。試驗過程中需要對試驗軸承和陪試軸承的振動、溫度進(jìn)行實時監(jiān)測。

振動監(jiān)測裝置為三軸壓電式加速度傳感器，溫度監(jiān)測裝置為鉑電阻溫度傳感器，傳感器指標(biāo)參數(shù)見表2(表中的g為重力加速度)。傳感器的安裝位置如圖7所示，其中V1，V2，V3分別為試驗軸承1、陪試軸承、試驗軸承2的振動；T1，T2，T3，T4分別為試驗軸承1、陪試軸承1、陪試軸承2、試驗軸承2的溫度。

表2 傳感器指標(biāo)參數(shù)Tab.2 Index parameter of sensors

圖7 軸承傳感器安裝位置示意圖Fig.7 Diagram of installation position of bearing sensors

2 設(shè)計計算

2.1 主軸的設(shè)計

2.1.1 強(qiáng)度

主軸主要承受徑向載荷，對其彎曲強(qiáng)度有較高要求，因此主軸采用實心軸結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)及受力如圖8所示。

圖8 試驗機(jī)主軸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.8 Structure diagram of tester spindle

主軸承受最大徑向力為Fr=100 kN，計算得主軸最大彎矩M=4 200 N·m。

軸的強(qiáng)度校驗公式為[3]

(2)

式中：σ為主軸最大彎曲應(yīng)力，MPa；W為抗彎截面系數(shù)，mm3；[σ-1]為材料許用彎曲應(yīng)力，MPa；d為軸的截面直徑，mm。

計算可得，軸的最小材料許用彎曲應(yīng)力為257.14 MPa，因此主軸材料宜選用高強(qiáng)度合金鋼。

2.1.2 臨界轉(zhuǎn)速

為確保振動試驗機(jī)安全運(yùn)行，主軸的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)避開其臨界轉(zhuǎn)速且應(yīng)該在各階臨界轉(zhuǎn)速一定范圍之外。軸的1階臨界轉(zhuǎn)速為

(3)

式中：λ1為支座形式系數(shù)，取9.87[5]；E為軸材料的彈性模量；I為軸截面的慣性矩，mm4；G0為軸所受的重力，N；L為軸長度，mm。

計算可得，主軸的最小1階臨界轉(zhuǎn)速ncr1=42 942.17 r/min，而振動試驗機(jī)主軸的最高轉(zhuǎn)速n為10 000 r/min，遠(yuǎn)小于0.75ncr1(32 206.63 r/min)，因此振動試驗機(jī)主軸可以穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)[4]。

2.2 螺栓的設(shè)計

試驗機(jī)主體與臺面采用4個鉸制孔螺栓連接，試驗機(jī)主體受到水平方向的徑向載荷(50 kN)和軸向載荷(20 kN)，因此，單個螺栓承受的工作剪切力F1=13.46 kN。

螺栓直徑為

(4)

式中：K為螺栓剪切安全系數(shù)，取4；σs為螺栓材料屈服點，Q235鋼為240 MPa。

計算可得螺栓直徑dM>16.90 mm，因此試驗機(jī)主體與臺面的連接螺栓選用M18。

3 仿真分析

3.1 零部件受力仿真

為驗證振動試驗機(jī)設(shè)計的合理性，對振動試驗機(jī)的主軸、軸向支撐端蓋、徑向加載桿這幾個重要受力部件進(jìn)行有限元仿真分析[6]，結(jié)果如圖9所示。

圖9 振動試驗機(jī)零部件的應(yīng)力和變形云圖Fig.9 Nephogram of stress and deformation for parts of vibration tester

分析振動試驗機(jī)零部件的應(yīng)力和變形云圖可知：主軸承受100 kN的最大徑向載荷和20 kN的最大軸向載荷時，產(chǎn)生的應(yīng)力為294.6 MPa，最大變形量為0.11 mm；軸向支撐端蓋在受到20 kN的最大軸向載荷時，產(chǎn)生的應(yīng)力為141.2 MPa，最大變形量為0.04 mm；徑向加載桿在受到100 kN的最大軸向載荷時，產(chǎn)生的應(yīng)力為105.2 MPa，最大變形量為0.04 mm；這3個受力部件所產(chǎn)生的應(yīng)力均低于其材料許用應(yīng)力(330 MPa)，變形量也小于使用誤差(0.2 mm)，滿足強(qiáng)度和使用誤差的要求。

3.2 振動激勵與靜載荷耦合仿真

為分析試驗軸承軸向、徑向振動激勵與徑向靜載荷之間的耦合關(guān)系，利用ABAQUS對試驗機(jī)主體受載部件和軸承進(jìn)行了有限元仿真分析。仿真部件結(jié)構(gòu)如圖10所示，使用了2套6208軸承作為試驗軸承，軸向振動激勵Fva、徑向振動激勵Fvr均采用標(biāo)準(zhǔn)正弦波信號源，周期為0.01 s。

圖10 試驗機(jī)主體受載部件示意圖Fig.10 Diagram of loaded parts of main body of tester

不同徑向振動激勵Fvr和徑向靜載荷Fr作用下，試驗軸承內(nèi)圈的徑向振動位移如圖11所示，由圖可知：試驗軸承的徑向位移呈周期性變化，與正弦波振動激勵信號基本吻合，可實現(xiàn)試驗軸承外部徑向振動的模擬；徑向振動幅值與最大徑向振動激勵正相關(guān)，與垂直方向上的徑向靜載荷負(fù)相關(guān)。

圖11 不同徑向復(fù)合載荷對試驗軸承徑向振動的影響Fig.11 Influence of different radial combined loads on radial vibration of test bearings

圖12 軸向振動對試驗軸承徑向振動的影響Fig.12 Influence of axial vibration on radial vibration of test bearing

圖13 徑向振動對試驗軸承軸向振動的影響Fig.13 Influence of radial vibration on axial vibration of test bearings

綜上所述，在徑向靜載荷作用下，能夠通過外部激振器施加的振動激勵實現(xiàn)試驗軸承外部振動的模擬。

4 結(jié)束語

開發(fā)的滾動軸承振動試驗機(jī)整合了機(jī)械、振動、潤滑、加載、測控等模塊，能夠滿足軸承振動試驗的功能要求，并且具有較高的精度和可靠性。通過仿真分析了試驗軸承軸向、徑向振動激勵與徑向靜載荷之間的耦合作用效果，驗證了試驗機(jī)振動系統(tǒng)方案的可行性。目前，該滾動軸承振動試驗機(jī)僅是針對試驗軸承內(nèi)圈施加振動激勵，有待增設(shè)整體激振方案，從而實現(xiàn)軸承內(nèi)外圈多元振動工況的模擬。