【文章內(nèi)容簡介】 計算公式查軸承手冊P1=Fr。 %若P1﹤Fr，則P1=Fr。M1=f1*P1*Dm = %與負(fù)荷有關(guān)的摩擦力矩，N㎜M=M0+M1 %軸承總摩擦力矩，N㎜=[，，，] P=M.*(n*2*pi/60)* %軸承功率損耗，W= [，，，] %后軸承功率損耗計算：d=80。 d0=125。 Dm=(d+d0)/2。 %6016C軸承M0= f0(nn)2/3Dm3107 %與軸承類型、轉(zhuǎn)速、潤滑劑的性能有關(guān)的摩擦力矩，N㎜ M0 =[，，，]Fq=147。 %軸承微預(yù)緊載荷，NFr=Fq/sin(15*pi/180) =。 %軸承徑向載荷，NP0=*Fq+*Fr=。 %軸承當(dāng)量靜負(fù)荷（N）P0=Fr(P0Fr)。 %若P0Fr,則P0=Fr。 C0=55800。 %軸承當(dāng)量動負(fù)荷（N）f1=*(P0/C0)^。 %與軸承類型和所受載荷有關(guān)的系數(shù)P1=*Fr =P1=Fr 。 %若P1﹤Fr，則P1=Fr。M1=f1*P1*Dm= M=M0+M1 %與負(fù)荷有關(guān)的摩擦力矩，N㎜= [，， ，] P=M.*(n*2*pi/60)* %單節(jié)點熱流率計算=[，，，]l=2P/504 %主軸前端軸承2安裝處表面共建立504個節(jié)點=[，，，]；l=P/288 %主軸前端軸承3安裝處表面共建立288個節(jié)點=[，，，] l=2P/504 %主軸后端軸承安裝處表面共建立504個節(jié)點=[，，，]；按上面分析的加載方法，將上面計算出的單節(jié)點等效載荷、導(dǎo)熱系數(shù)、對流換熱系數(shù)及初始溫度加在主軸有限元模型上，設(shè)定時間步，然后求解，最后查看溫度分布彩色云圖并將結(jié)果制作成表5～8。1000r/min微預(yù)緊下主軸溫度分布圖如圖112所示。%微預(yù)緊載荷作用下軸承溫度分布計算結(jié)束 圖11 主軸微預(yù)緊節(jié)點溫度分布 圖12 主軸微預(yù)緊溫度分布彩圖按照主軸溫度分布流程圖及前面的計算示例，可以計算出主軸軸承微、輕、中、重預(yù)緊載荷作用下主軸的溫度分布。其計算結(jié)果列于下表1～4。表4 部分軸承預(yù)緊載荷數(shù)值（N）軸承型號微預(yù)緊輕預(yù)緊中預(yù)緊重預(yù)緊6018C196550110022006016C1474509001800表5 軸承微預(yù)緊各轉(zhuǎn)速下功率損耗： 轉(zhuǎn)速100020003000400050006000前軸承功損 單節(jié)點熱流率前2（504） 單節(jié)點熱流率前3（288） 后軸承功損 單節(jié)點熱流率（504） 溫度（前軸承處）表6 軸承輕預(yù)緊各轉(zhuǎn)速下功率損耗：轉(zhuǎn)速100020003000400050006000前軸承功損單節(jié)點熱流率前2（504）單節(jié)點熱流率前3（288）后軸承功損單節(jié)點熱流（504）溫度（前軸承處）表7 軸承中預(yù)緊各轉(zhuǎn)速下功率損耗：轉(zhuǎn)速100020003000400050006000前軸承功損單節(jié)點熱流率前2（504）單節(jié)點熱流率前3（288）后軸承功損單節(jié)點熱流（504）溫度℃（前軸承處）表8 軸承重預(yù)緊各轉(zhuǎn)速下功率損耗：轉(zhuǎn)速100020003000400050006000前軸承功損單節(jié)點熱流率前2（504）單節(jié)點熱流率前3（288）后軸承功損單節(jié)點熱流（504）溫度℃（前軸承處） 計算結(jié)果分析 根據(jù)以上計算結(jié)果可以得到幾組曲線：1， 各種預(yù)緊載荷作用下，溫度轉(zhuǎn)速曲線；圖11：各種預(yù)緊載荷下溫度轉(zhuǎn)速曲線為分析方便起見，采用Vb編程來實現(xiàn)曲線擬合，其程序界面如下圖所示。 圖12 溫度轉(zhuǎn)速曲線擬合界面將上面分析出的各轉(zhuǎn)速下的溫度輸入上面曲線擬合溫度文本框，單擊“擬合”按鈕，即可擬合出溫度轉(zhuǎn)速多項式，并可輸入轉(zhuǎn)速進行驗證，其擬合精度為106。微預(yù)緊下溫度轉(zhuǎn)速曲線擬合多項式,T微=+ n4+ () n3+ n2+ +輕預(yù)緊下溫度轉(zhuǎn)速曲線擬合多項式：T輕=++() n3+ +() n+ 。中預(yù)緊下溫度轉(zhuǎn)速曲線擬合多項式：T中= n5+() n4+ n3+() n2+ n+ ()重預(yù)緊下溫度轉(zhuǎn)速曲線擬合多項式：T重= n5+() n4+ n3+ () n2+ n+ ()；圖13 各預(yù)緊下溫度轉(zhuǎn)速擬合曲線與原曲線 圖14 各轉(zhuǎn)速下溫度預(yù)緊載荷曲線以上曲線的擬合程序界面如下圖所示： 圖14 溫度預(yù)緊載荷曲線擬合界面溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式為：主軸轉(zhuǎn)速為1000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T1000=（）Fq5+ Fq4+++ + 2000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T2= Fq5+ Fq4+() Fq3++ + 3000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T3=++() Fq3++( ) Fq + 4000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T4=++() Fq3++ + 5000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T5=++() Fq3+++ 6000r/min時溫度預(yù)緊力曲線擬合多項式：T6=() Fq5+() Fq4+++ + 由以上曲線可見，主軸溫升不僅受到預(yù)緊載荷的影響，轉(zhuǎn)速的升高也是一個很重要的因素。在相同預(yù)緊力作用下，不同轉(zhuǎn)速似的主軸溫度分布也不相同，切預(yù)緊力對溫度的影響程度也不同。所以，預(yù)緊力的減小量對主軸溫升的降低是有限度的且受到轉(zhuǎn)速的影響。因此在設(shè)計套筒時，需在固定轉(zhuǎn)速下研究預(yù)緊力變化前后的主軸溫度分布。取一系列的轉(zhuǎn)速點進行分析后，即可近似為連續(xù)轉(zhuǎn)速變化所對應(yīng)的主軸溫度分布。而且套筒預(yù)緊力調(diào)節(jié)后，只能改善有限轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的溫度分布。第四章 預(yù)緊力自調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)具體設(shè)計 滾動軸承軸向預(yù)緊原理對角接觸球軸承，軸向變位與軸向負(fù)荷之間的關(guān)系式如下： E=KaFa2/3 （）式中 E——軸承內(nèi)、外圈軸向相對位移量，即軸承的軸向變位，㎜。 Fa——作用于軸承上的軸向負(fù)荷，N； Ka——軸承的彈性變形系數(shù)。對角接觸球軸承，因?qū)嶋H接觸角是隨軸向負(fù)荷而變化的，所以不是常數(shù)。根據(jù)上式，可作出每個軸承的負(fù)荷變位曲線，如下圖所示，可以看出，當(dāng)單個軸承沒有預(yù)緊時，在Fa作用下，軸承的軸向變位為。而軸承事先有預(yù)緊負(fù)荷Fa0時，則在同樣Fa大小作用下，軸承的軸向變位為E2，顯然E2﹤E2。因此預(yù)緊可以增加角接觸球軸承的剛度。兩個角接觸球軸承，在內(nèi)向排列或外向排列成對安裝時，采用預(yù)緊的方法，可以提高整個系統(tǒng)的剛度。預(yù)緊分為定壓預(yù)緊和定位預(yù)緊。定位預(yù)緊時軸承間距保持不變；定壓預(yù)緊大多用彈簧實現(xiàn)預(yù)緊，預(yù)緊負(fù)荷不因外加軸向負(fù)荷的作用而變化。為了實現(xiàn)預(yù)緊載荷可變，此處采用定位預(yù)緊。圖15　　滾動軸承軸向預(yù)緊原理對于標(biāo)準(zhǔn)軸承，在軸向負(fù)荷Fa作用下， 軸承內(nèi)、外圈相對位移量E的計算公式可以查軸承手冊，角接觸球軸承計算公式如下：E=(104/sina)(Q2/Dg)1/2 =(104/Dg1/3Z2/3sin5/3a)Fa2/3 ㎜ （）式中 Q——滾動體負(fù)荷，N； a——軸承的實際接觸角； Dg——滾動體直徑，㎜； Z——滾動體數(shù)量。圖16 軸承預(yù)緊載荷減小量內(nèi)外圈軸向變位關(guān)系曲線 預(yù)緊載荷的確定 選取原則適宜的預(yù)緊系根據(jù)軸承載荷大小和使用要求，一般應(yīng)通過計算并結(jié)合實踐經(jīng)驗加以確定。一般分以下幾種情況：（1）在高速輕載荷條件下或是為了減少支撐系統(tǒng)的振動和噪聲，提高旋轉(zhuǎn)精度，采用較輕的預(yù)緊。（2）在中速中載或低速重載荷條件下，為了提高支撐剛度，選用中預(yù)緊和重預(yù)緊。（3）成對安裝的相同型號的角接觸球軸承，（預(yù)緊載荷）。否則，使其中一個軸承承受全部軸向載荷，這種情況應(yīng)避免。成對安裝相同型號的圓錐滾子軸承，外加軸向載荷應(yīng)小于2 Fq。 最小軸向預(yù)緊載荷的確定角接觸球軸承、圓錐滾子軸承、推力球軸承、推力滾子軸承，在運轉(zhuǎn)中滾動體受離心力的作用，滾動體和滾道之間產(chǎn)生相對滑動，為保證軸承正常工作，必須施加一定的軸向載荷，其最小預(yù)緊載荷可查軸承手冊。其中角接觸球軸承在純軸向載荷作用下，F(xiàn)qmin≥；在軸向、徑向載荷聯(lián)合作用下，取下式中大的。Fqmin≥（）Fqmin≥（）式中 FrI、FrII——分別為軸承I、II所受徑向載荷；aI、aII——分別為軸承I、II接觸角； Fa ——軸承所受軸向載荷。 實際上軸承所需最小預(yù)緊載荷并不是一個定值。當(dāng)軸承承受的徑向載荷和力矩載荷一定時，所需的最小預(yù)緊載荷隨旋轉(zhuǎn)速度的提高而增加。這是由于當(dāng)軸承旋轉(zhuǎn)速度增加時，鋼球離心力迅速增加，鋼球中心向外圈方向移動，為了保證鋼球與內(nèi)圈溝道不發(fā)生脫離現(xiàn)象，需增加軸承預(yù)緊載荷。其分析計算過程如下：1，球的力平衡方程和軸承的力平衡方程主軸承受載荷后，內(nèi)外溝道曲率中心距隨球與溝道接觸變形增大而增大，軸承靜止?fàn)顟B(tài)下，溝道曲率中心與球連線共線。軸承高速旋轉(zhuǎn)時，球產(chǎn)生離心力和陀螺力矩，溝道曲率中心與球的連線成為折線，如下圖所示。假設(shè)外圈溝道曲率中心（Oo）在空間是固定的，而內(nèi)圈溝道曲率中心（Oi）相對固定中心而移動，球與內(nèi)外圈溝道接觸角將不同。根據(jù)內(nèi)外圈相對軸向位移da、相對徑向位移dr、和角位移q，在第j個球位置，內(nèi)外溝道曲率中心之間的軸向距離A1j和徑向距離A2j分別為 A1j=BDwsina0+da+qRicosjj () A2j=BDwcosa0+drcosjj () 式中 B=fi+fo fi 、fo——軸承內(nèi)外溝道曲率半徑系數(shù)； a0——預(yù)緊載荷作用后軸承接觸角； Dw——球直徑； da——內(nèi)外圈相對軸向位移； dr——內(nèi)外圈相對徑向位移；q——內(nèi)外圈相對角位移；Ri——內(nèi)溝道曲率半徑；jj——第j個球角位置。由勾股定理，參考上圖有： (A1j X1j)2+(A2j X2j)2[()Dw +dij]2=0 ()X1j2+ X2j2 [()Dw +doj]2=0 ()式中 dij——第j個球與內(nèi)圈接觸時的法向變形；doj——第j個球與外圈接觸時的法向變形。X1j——球心與外圈溝道曲率中心之間軸向距離；X2j——球心與外圈溝道曲率中心之間徑向距離；法向變形和法向載荷之間的關(guān)系為 Qij= Qoj=式中 Kij、Koj——載荷變形系數(shù)考慮第j個球在水平和垂直方向的平衡，有[(lojMgiX2j/Dw) X1j]/[()Dw +doj]+｛(A1j X1j)[ lojMgi(A2j X2j)/ Dw ]｝/[()Dw +dij]=0 ()[(lojMgiX1j/Dw)