一种主轴轴承最优配合参数设计方法
【专利摘要】本发明公开了一种主轴轴承最优配合参数设计方法，包括以下步骤：建立轴承最优配合量迭代计算流程；考虑主轴与轴承内圈离心力膨胀影响，计算主轴-轴承配合量迭代计算初值；考虑冷却系统对流传热、主轴内装电机损耗，计算轴系热边界条件；根据热边界条件，计算主轴-轴承系统稳态温度场；提取稳态温度场中主轴、轴承内外圈的温度值，计算主轴、轴承内外圈的径向变形量；将轴承内圈与主轴轴颈的径向变形量之差、轴承外圈与主轴轴颈的径向变形量之差作为该次迭代计算得到的轴承最优配合量，并作为下一次迭代计算的初值；考虑主轴转子、轴承内外圈的径向变形量对轴承发热量的影响，重新进行迭代计算。
【专利说明】一种主轴轴承最优配合参数设计方法 【【技术领域】】
[0001] 本发明属于主轴-轴承配合关系【技术领域】，具体涉及一种主轴轴承最优配合参数 设计方法。 【【背景技术】】
[0002] 对于机床主轴-轴承系统，轴承内圈与主轴转子之间采用过盈配合，轴承外圈与 轴承座之间采用间隙配合。装配时，由于存在装配应力，会使轴承内外圈、主轴转子、轴承座 产生装配变形；在高速旋转过程中，轴承内圈、主轴转子在离心力的作用下会产生径向离心 膨胀变形；此外，轴承内外圈以及主轴转子、轴承座由于温升也会产生热膨胀变形。上述三 种变形均会导致轴承内圈与主轴转子之间以及轴承外圈与轴承座之间工作时的配合量发 生变化。
[0003] 轴承配合量应满足，在工作状态下，轴承内圈与主轴转子不松脱，从而保证轴承在 主轴转子上的位置不发生变化；轴承外圈与轴承座有一定的过盈量，保证工作时轴承外圈 与轴承座之间不会发生相对滑动。轴承最优配合量就是指，保证在高速旋转时轴承内圈与 主轴转子刚好不松脱、轴承外圈与轴承座刚好不发生相对滑动的配合量。
[0004] 目前在轴承最优配合量的研究方面，尚没有综合考虑离心膨胀变形、热膨胀变形 及装配变形的耦合影响。现有研究多为考虑单一因素影响，或者将各因素影响下的变形进 行线性叠加，但这样会引起较大计算误差。 【
【发明内容】
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[0005] 本发明的目的针对上述现有方法存在的缺陷或不足，提供一种主轴轴承最优配合 参数设计方法，该方法综合考虑离心膨胀变形、热膨胀变形及装配变形的耦合影响，确定轴 承最优配合量。
[0006] 为实现上述目的，本发明采用如下的技术方案：
[0007] -种主轴轴承最优配合参数设计方法，包括如下步骤：
[0008] 1)在几何建模软件Proe/E中建立主轴系统的实体模型，并对主轴几何模型进行 模型简化；
[0009] 2)考虑主轴与轴承内圈离心膨胀的影响，计算轴承最优配合量迭代计算初值，其 计算公式如下 ：
【权利要求】
1. 一种主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，包括如下步骤： 1) 在几何建模软件Proe/Ε中建立主轴系统的实体模型，并对主轴几何模型进行模型 简化； 2) 考虑主轴与轴承内圈离心膨胀的影响，计算轴承最优配合量迭代计算初值，其计算 公式如下：
(1) 3 0〇 = 〇 (2) 其中：S K)为轴承内圈与主轴的配合量迭代计算初值，S m为轴承外圈与轴承座配合量 的迭代计算初值，P为轴承内圈材料密度，ω为旋转角速度，E为轴承内圈材料的弹性模 量，^为轴承内圈内半径，r2轴承内圈外半径； 3) 计算主轴温度场相关热边界条件，具体包括如下步骤： 计算轴承发热量hf : hf = 1. 047X 104nM (3) 其中：η为轴承转速,Μ为轴承摩擦力矩； 计算润滑剂的工作粘度V(lil :
(4) 其中：为润滑油在初始温度L的粘度，fv为粘度系数，由润滑剂产品手册确定，?\为 润滑剂工作温度； 计算内装电机的损耗：
(6) 其中：P，CT1、P?ppct2分别为电机定子、转子的铜损，12分别为通过电机定子、转子的 电流，Ri、R2分别为通过电机定子、转子的电阻，P_为电机的铁损，fMted为电机的旋转频率， Κε为与电机材料和结构相关的常数，f为磁场交变频率； 计算冷却水强制对流换热系数hw: hw = 83. 22vw3-962. 8vw2+8635vw-949. 9 (8) 其中：vw为冷却水的流速； 计算主轴表面与空气对流换热系数ha :
其中：Nu为努赛尔数，λ a为空气导热率，4为特征直径尺寸； 4) 将简化后的主轴几何模型导入ANSYS/workbench中，根据步骤3)计算所得初始的 温度场边界条件，建立轴系热分析模型，对主轴进行第i次瞬态温度场计算，其中，i为正整 数； 5) 提取瞬态温度场计算结果，根据步骤3)重新求解此时润滑剂粘度系数，并使用轴承 拟静力学模型计算轴承状态参数，求解轴承摩擦生热率，更新热边界条件，导入轴系热分析 模型重新进行第i+Ι次瞬态温度场计算； 6) 重复步骤3)?5)，比较相邻两次计算结果，若最高温度相差小于0. 2°C，则终止迭 代，认为主轴系统温度场达到稳态； 7) 提取计算得到的主轴稳态温度场中轴承内外圈和与轴承配合处的主轴转子、轴承座 的节点温度，带入轴承配合量计算模型，计算轴承内外圈和与轴承配合处的主轴转子、轴承 座径向变形量，并计算轴承配合量： δ ^. = Δ r^·- Δ r2J (24) 5 〇j = Δ r3j~ Δ r4j (25) 式中：S u为第j次迭代计算得到的轴承内圈与轴承外圈配合量，Λ ru、Λ 分别为第 j次迭代计算得到的轴承内圈和主轴的径向变形量，S d为第j次迭代计算得到的轴承外圈 与轴承座的配合量，△I'm.、分别为第j次迭代计算得到的轴承外圈和轴承座的径向变 形量； 8) 将步骤7)中计算得到的轴承内外圈变形量代入轴承拟静力学模型，重复步骤3)? 7)，得到第j+Ι次轴承配合量，比较相邻两次计算结果，若满足终止条件，则迭代终止，输出 最优轴承配合量。
2. 根据权利要求1所述的主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，步骤3)中，轴 承摩擦力矩Μ由下式确定： Μ = Μ,+Μ^Μ,+Μ^ (4) 其中：MV为粘性摩擦力矩，为载荷引起的摩擦力矩，Ms为自旋摩擦力矩，Mgy为陀螺力 矩。
3. 根据权利要求1所述的主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，步骤3)中，换 热系数计算中，根据冷却系统对流传热CFX仿真，拟合出冷却液和强制对流换热系数。
4. 根据权利要求1所述的主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，步骤7)中，稳 态温度场计算中，根据求得的主轴瞬态温度场，提取轴承处的温度值，计算出润滑剂在工作 温度下的粘度，考虑轴承内外圈的径向热膨胀变形对轴承几何参数的影响，根据轴承拟静 力学模型重新计算轴承的运动状态参数和摩擦生热率，并重新计算轴承温度场，直至温度 场达到稳态。
5. 根据权利要求1所述的主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，步骤7)中，轴 承内圈的径向变形量、与轴承配合处的主轴的径向变形量Ar 2、轴承外圈的径向变形 量Λr3以及轴承座的径向变形量Λr4的计算公式分别如下：
(13) 式中：v为材料的泊松比，E为材料的弹性模量，α为材料的弹性模量，P为材料的密 度，T为轴承内外圈、主轴转子、轴承座各自对应的温度，a为主轴转子内径，b为轴承内圈内 半径，d、e为轴承外圈内外半径，Q、C 2、C3、C4、C5、C6、C 7、C8为常数； 其中：
i) ) 其中：c为轴承内圈外半径，f为轴承座内半径； Pi为轴承内圈与主轴转子的稳定运转下需要保证的装配应力，p2为轴承外圈与轴承座 的装配应力，其计算公式如下：
其中，dbi为轴承内径，db。为轴承外径，lb为结合面轴向长度，这里取为轴承宽度，μ为 结合面摩擦系数，Fx为轴向力。
6.根据权利要求1所述的主轴轴承最优配合参数设计方法，其特征在于，步骤8)中，轴 承配合量迭代计算终止条件，其中考虑到计算精度和效率，终止条件设定为I
【文档编号】G06F17/50GK104112043SQ201410315488
【公开日】2014年10月22日 申请日期:2014年7月3日 优先权日:2014年7月3日
【发明者】洪军, 刘光辉, 万少可, 李小虎, 吴文武, 王梦茜, 马劭航, 米维 申请人:西安交通大学