【正文】 幾何參數(shù)。輸入滾子數(shù)、內(nèi)外圈尺寸和滾子尺寸等；2) 輸入材料參數(shù)：彈性模量163。和泊松比；3) 輸入徑向負載2和過盈量么4〉根據(jù)式（47)計算根據(jù)式（416)?（419)計算軸承游隙Ar。5) 估計趨近量，確定趨近量初值6) 根據(jù)％和式（413)中的不等式計算接觸負載角；7) 根據(jù)式（413)計算各個滾子負載；8) 根據(jù)式（414)判斷負載是否達到平衡；如不平衡，則裉據(jù)情況調整 %，返回第6步；9) 后處理。根據(jù)屯3,1所述計算步驟，程序框圖如圖45所示。圖45程序框圖 圖46程序輸入界面圖47程序輸出界面利用VB程序設計語言進行計算程序設計，包括輸入部分、計算部分和 輸出部分。輸入部分實現(xiàn)各參數(shù)輸入，界面如圖46所示。輸出部分包括數(shù) 據(jù)輸出和曲線圖形輸出，如圖47所示 圖48 NM3017K軸承結構簡圖以本文研究的高精度頂尖前支撐軸承NN3017K為例進行計算。 NN3017K軸承的結構如圖48所示，其內(nèi)外徑分別為830,滾子直 ,。設軸承徑向載荷F=1X104N,分別取過盈量f = 、 、。計算結果如圖4圖410所示。圖49不同內(nèi)圈預緊量時的0以關系曲線圖410軸承中心位移數(shù)據(jù)由圖49和圖410可見，在載荷一定的情況下，雙列圓柱滾子軸承 NN3017K在過盈量較小時，隨著過盈量由小逐漸增大，軸承中心位移也逐 漸減小，說明增大軸承過盈量有利于提高軸承及頂尖的承載能力。當過盈達 ，軸承中心位移一載荷曲線幾乎重合，說明當過盈量達到一 定值后，再增加過盈量對提髙軸承剛度作用不明顯。另一方面，當過盈量大 ，負載一位移曲線基本是一直線，這表明在過盈一定情況 下，軸承剛度不隨負載增加而明顯改變。圖中當過盈量小于〇.〇的時，曲線 存在明顯向上彎折點，軸承剛度下降，這是由于當載荷增加到一定值后，軸 承部分滾子與滾道脫離接觸，承受徑向載荷的滾子數(shù)減小，因而，對于本課 題的重型頂尖^為提高頂尖承載能力，減小頂尖徑向跳動，提高齒輪加工精 度，應要盡量避免軸承滾子與滾道脫離接觸，因而需要采用較大的過盈量。同樣以NN3017K軸承為例進行計算。設軸承徑向載荷分 別取內(nèi)圈過盈量^ =〇.〇〇5mm,外圈過盈量☆=0、 序進行計算。計算結果如圖41〗所示。圖411 NN3017K在不同外圈預緊量時的卩關系曲線 由圖可見，當軸承內(nèi)外圈同時具有預緊量時，相同徑向作用力作用下其 中心徑向位移變小，說明軸承剛度得到提髙。保持NN3017IC軸承內(nèi)圈預緊 量^=，當外圈取預緊量由amp。=〇變?yōu)殁?〇.〇〇5mm、徑向作 用力F=10000N時，軸承中心徑向位移由V = =2,0712，減 %。在上面分析中，采用了材料力學方法推導出滾子軸承受力、彈性趨近量 的計算式，進而可以求出滾子軸承的負載一彈性趨近量關系曲線。但這種方 法僅能求得某些部位應力及變形，對各滾子、內(nèi)外圈與滾子接觸部位的應力 分布得不出精確的可視應力圖。本節(jié)利用有限元分析方法，分析軸承受力變 形情況，可對前面設計的計算程序的正確性進行檢驗。本課題中的髙精度重型回轉頂尖采用兩個雙列圓柱滾子軸承作徑向支 承，其中前支承為NN30117K, 析中，采用NN3017K作為分析對象。根據(jù)軸承幾何結構特點，采取對稱模型進行分析，單元類型選擇三維一 階長方體單元（C3D8R)建立軸承有限元模型如圖412所示。圖412軸承有限元模型 圖413用剛體圓柱面模擬軸承安裝座為了精確模擬軸承滾子與軸承內(nèi)外圈接觸，分別建立兩個剛體面模擬軸 承安裝座，如圖413所示。分析過程分為兩個載荷步進行：第一載荷步和第二載荷步。第一載荷步 實現(xiàn)軸承預緊，為下一步分析建立基態(tài)；第二載荷步計算軸承在預緊情況下 的中心位移，推算軸承剛度。設軸承徑向載荷2 = 1 xi〇4N。預緊量分別 取：e =、 進行分析。圖414為軸承應力分布云圖，由圖可見軸承在徑向載荷力2 = 1 x1〇4n 作用下，軸承內(nèi)外圈在與滾子接觸處生產(chǎn)應力集中，各個滾子所承受載荷不 一致，從下到上載荷逐漸減小，軸承最下部滾子所承受載荷最大，最上部滾子所承受載荷最小，甚至為零。圖415為預緊量f=，軸承在 徑向作用力0 = 1X 104N作用下，上部滾子己與滾道脫離接觸。c)內(nèi)圈 39。 d)滾子圖414軸承及軸承部件應力分布云圖圖416是軸承內(nèi)圈過盈量分別取amp。 =、0_0〇 ，軸承中心徑向位移與載荷關系曲線。由圖可見有限元分析的 結果可得出與理論計算結果相同的結論：在載荷一定的情況下，雙列圓柱滾 子軸承NN30I7K在過盈量較小時，隨著過盈量由小逐漸增大，軸承中心位 移也逐漸減小，說明增大軸承過盈量有利于提高軸承及頂尖的承載能力；當 ，軸承中心位移一載荷曲線幾乎重合，說明當過盈量 達到一定值后，再增加過盈量對提高軸承剛度作用不明顯；另—方茴，當過 盈量大于〇.〇〇3mm時，負載一位移曲線基本是一直線，這表明在過盈一定 情況下，軸承剛度不隨負載增加而明顯改變；當過盈量小于〇.〇〇3時，曲線圖415軸承滾子與內(nèi)圈脫離接觸 圖416不同過盈情況曲線圖49與圖416分別反映了理論計算和有限元兩種分析方法得出的軸 承中心位移一軸承徑向載荷關系=表41為軸承徑向作用力Q^XIOM時 軸承中心位移的理論計算結果與有限元計算結果比較。對比圖49與圖4 16，并由表41可見，兩種分析方法得出的結果相差在10%以內(nèi)。由于滾 子與滾道在無載荷時是線接觸，在劃分網(wǎng)格時不可能將網(wǎng)格劃分到無窮小， 因而一開始實際上是小面積接觸f使有限元分析方法計算在過盈量偏小時計 算結果偏小。表41 NN3017K軸承中心位移的理論解算結果與有?限元分析結11 比較（^lXiO39。N)過盈量Cmm)0. 0030. 005理論結果（yUW)3. 92942. 40722, 2488有限元結果（_)2. 38532. 35352. 3456本章首先根據(jù)彈性接觸理論建立了雙列圓柱滾子軸承的承載能力計算的 數(shù)學模型，利用VB程序設計語言編制了計算程序，并進行算例計算。同時 利用ABAQUS有限元軟件對雙列圓柱滾子軸承的承載能力進行分析計算，將兩種方法計算結果進行對比。經(jīng)分析計算得出以下結論：1) 軸承上各滾子承受載荷不一致，軸承所承受載荷Q越大，各滾子上 所承受載荷就越不均勻，從下到上載荷逐漸減小，軸承最下部滾子所承受載 荷最大，最上部滾子所承受載荷最小，甚至為零，出現(xiàn)滾子與滾道脫離接觸 情況。2) 外圈無過盈時，當過盈量(X003mm時，軸承剛度隨著過盈量增加 而得到提髙；當過盈量〇.〇〇3mm時，再增加過盈量對提高軸承剛度作用 不明顯。3) 軸承在徑向載荷為1X104N情況下，當過盈量，軸承 上部滾子與軸承內(nèi)圈或外圈脫離接觸，軸承剛度變小，導致在軸承載荷一軸 承中心徑向位移曲線上出現(xiàn)明顯的向上彎折，軸承承載能力降低。4) 雙列圓柱滾子軸承內(nèi)外圈同時預緊，可使軸承剛度得到提高.5) 彈性理論分析和有限元分析兩種分析方法結果差別在10%以內(nèi)。第5章離精度重型回轉頂尖改進方案第2章的分析結果顯示在作用力為P1X104N時，頂尖前端撓度5達 到了（X08mm，這樣大的撓度使齒輪加工時會導致齒輪安裝偏心，帶來較大加 工誤差。為了消除頂尖剛度不足帶來的齒輪加工誤差，目前在實際加工時采 取在工件兩端加輔助支撐的辦法減小頂尖徑向作用力，以達到減小頂尖前端 部撓度，提高滾齒精度的目的。但在增加輔助支撐后，一方面使工件實際上 處于過定位狀態(tài)，過定位可能會造成工件定位千涉、定位不穩(wěn)、增大加工誤 差、使工件或定位元件產(chǎn)生受力變形，甚至出現(xiàn)部分工件裝不能正常裝夾的 情況，這就使得齒輪加工精度得不到完全保證；另一方面為了適應不同外形 工件坯料，需要做多種不同的輔助支撐，對于批量較小的大型齒輪來說是十 分昂貴的。從在P60S型滾齒機加工齒輪的實際出發(fā)，需要對高精度重型回 轉頂尖進一步進行改進。本章的主要內(nèi)容是根據(jù)前面分析結果提出針對性改 進方案，并對改進方案進行有限元分析計算，驗證改進方案的可行性。頂尖前端部撓度5過大主要是頂尖剛度因為不足，由圖221可見，組 成頂尖的三個主要部件中，頂尖體對頂尖的剛度影響最大，占到56%，軸 承的影響為42,5%，頂尖軸影響最小，%左右。頂尖體和頂尖軸兩 %左右，這說明提高頂尖剛度主要是通過減小兩者的變 形，其中減小頂尖體變形最為關鍵。減小頂尖體變形的方法一是可以通過加大頂尖體尺寸和厚度以提高其剛 性、達到減小頂尖體變形目的，再有可在頂尖體懸臂部增加固定約束、以達 到約束頂尖體變形兩種。由于機床的結構限制，加大頂尖體尺寸和厚度要受 到一定的限制，特別是頂尖體與機床尾座錐孔配合尺寸。由圖216(a)可 見，頂尖在徑向作用力作用下，根部產(chǎn)生應力集中，彎曲變形較大，是頂尖撓度的主要來源，但這一位置的尺寸要與機床尾座錐孔配合，要改變比較困 難，因而頂尖體尺寸改變只能是其厚度改變，不能從根本上消除頂尖體變 形。如采用固定頂尖體的方法，可以在頂尖體懸臂部加約束機構或減小頂尖 體尺寸、將其完全安裝在機床尾座錐孔內(nèi)，兩者都能有效消除頂尖體變形。由圖12高精度重型回轉頂尖的結構圖可見，頂尖體為一前端部開口的 懸臂梁結構。在頂尖承受徑向載荷時，這種結構的頂尖體根部附近產(chǎn)生了應 力集中，彎曲變形嚴重（圖216(a)),導致整個頂尖前端部撓度6增加。針 對這一情況，必須采取措施減小或消除頂尖體變形。對頂尖體結構改進主要 是改進其安裝形式，改變頂尖體的懸臂梁結構。要消除頂尖體過大變形，可以采用在頂尖體上加輔助支撐或減小頂尖體 尺寸，將頂尖體完全安裝在P60S滾齒機尾座頂尖孔內(nèi)方法，圖51為頂尖 體加上輔助支撐的結構示意圖，圖52為減小頂尖體尺寸，將頂尖體完全安 裝在P60S滾齒機尾座頂尖孔結構示意圖?圖51所示方案直接在現(xiàn)有高精度重型回轉頂尖上加上輔助支撐，可有 效約束頂尖體變形，從而達到減小頂尖前端部撓度5的目的。但這一方案需 要為P60S滾齒機設計專門機構來固定頂尖體，不利于高精度重型回轉頂尖 的推廣，而且如果采用這種方式固定頂尖體，頂尖體實際上就處于過定位狀 態(tài)，輔助支撐機構要求很高的定位精度才能達到既減小高精度重型回轉頂尖 前端部撓度5又保證頂尖定位精度的目的，在實際應用中困難較大。另外在 實際應用中，由于滾齒切削力和工件自重力合力方向不易確定，找到頂尖最 大受力方向較困難，因而這一方案較難實現(xiàn)。圖52所示方案通過將頂尖體外表面設計成與P60S滾齒機尾座孔匹配的錐形，直接安裝在尾座孔內(nèi)。這種機構避免了圖51所示方案需要設計特 殊輔助支撐的缺點，實現(xiàn)頂尖體的徑向完全固定。此方案將頂尖體尺寸減小 同時，徑向支撐軸承由NN3017K、NN3012K改為NN3011K、NN3010K, 軸承尺寸有所減小，頂尖軸的尺寸也隨著軸承改變而變化。由圖221可 見，頂尖軸變形對整個頂尖前端部撓度影響很小，這一方案的主要不足是徑 向支撐軸承改變，需要對支撐軸承進行分析和優(yōu)化。圖53 NN3017K與NN3011K軸承在徑向力作用下軸承中心位移比較圖52所示方案的前徑向支撐軸承由原來的NM3017K替換為NN3011K， 當兩者過盈量同時為〇.〇〇5mm時，其在徑向作用力作用下軸承中心位移如 圖 53。表51 NN3017K與NN3011K軸承在徑向力作用下軸承中心位移表作甬力(N)100030005000600070008000900010000軸承中心 位移 C jum)NN3017K1,3461,797NN3011K0,273L917表51為NN3017FC與NN3011K軸承在徑向力作用下軸承中心位移 表，由表中數(shù)據(jù)可見在徑向力F=1〇〇〇〇N作用下，NN3017K和NN30]]K中 心位移分別為2,^/w，NN3011K中心的位移大約大22%。 由第四章分析可知，雙列圓柱滾子軸承內(nèi)外圈同時過盈可提髙軸承剛度，因而可以通過同時施加內(nèi)外圈過盈使NN3011K提高剛度，圖54為NN3011K 增加外圈過盈量amp。 = 下軸承中心位移比較圖。圖54軸承在徑向力作用下軸承中心位移比較 由圖可見，NN3011K在增加外圈過盈amp。= 位移由5 =5=^,%，與NN3017K 相比較，中心位移相差由22%%。由以上分析可見，高精度重型頂尖的改進方案采用圖52所示方案可以 在克服頂尖體過大變形、提高頂尖剛度，而且易于在工程上實現(xiàn)，是比較合 理方案。采用該方案對髙精度重型回轉頂尖改進后，頂尖結構如圖55所頂尖軸 234711B NN3011 ? NN3008 頂尖體機床尾座示。53頂尖改進后負載性能有限元分析 根據(jù)高精度重型回轉頂尖改進后結構|建立頂尖有限元模型如圖56所 示。由于要計算的是在徑向負載力作用下頂尖前端部的撓度，有限元模型忽 略了主要承受軸向力的角接觸軸承234711B，同時對頂尖軸的細節(jié)結構進行 了必要的簡化。在分析過程中，前后徑向支撐雙列圓柱滾子軸承的內(nèi)外圈都 。a)正視圖 b)軸側視圖圖56頂尖改進后有限元模型建立頂尖有限元模型后，輸入ABAQUS解算模塊進行計算，在頂尖前 端部施加最大為/^lOOOON的徑向作用力，得出改進后高精度重型回轉頂尖 前端部撓度5與作用力關系曲線如圖57所示。由圖可見，在徑向作用力F 由0N線性增加到10000N時，呈線性關系，F(xiàn)=10000N時，5 amp。 。圖58為高精度重型回轉頂尖改進前后關系對比圖，由圖可 見，改進后頂尖前端部撓度大幅減小，在時，由改進前5 = =〇.〇43ram,%，說明改進后頂尖承載能 力得到大幅提高。根據(jù)第二章分析，改進前頂尖體變形引起頂尖前端部撓