一种测算深沟球轴承摩擦力矩的辅助装置的制作方法

本发明属于精密测量仪器技术领域，具体涉及一种测算深沟球轴承摩擦力矩的辅助装置。

背景技术：

当深沟球轴承运行时，外圈，内圈，滚动体和保持架四个部件间相对运动，发生滚动摩擦和滑动摩擦阻碍了深沟球轴承的旋转，产生摩擦力矩。过多的摩擦力矩会导致轴承在运行过程中温度升高，高温会降低润滑剂的性能，甚至导致失效，最终导致轴承完全损坏。摩擦力矩也会产生振动和噪音，严重影响轴承的动态性能，因此在深沟球轴承的诸多动态指标中，摩擦力矩占有重要的地位。

摩擦力矩影响因素很多，轴承结构、尺寸、几何精度、材料及热处理性能等参数，工作载荷、装配精度、润滑条件及环境等参数，各种因素相互影响，分析过程非常复杂，所以即使相同型号的轴承摩擦力矩也未必相同。

目前对摩擦力矩这一技术参数要求越来越高，因此需要精准测出这一技术参数。轴承摩擦力矩一般采用两种方法进行评价，一是采用徒手检查的方法来检查轴承旋转过程的阻塞现象，从而粗略确定轴承摩擦阻力的相对大小，另一种是通过摩擦力矩测试仪测量，这是一种客观的科学测量方法。因此，摩擦力矩测量仪的研制和使用已成为研究轴承摩擦力矩的重要手段。但目前摩擦力矩测量仪的机械结构过于复杂，不易加工，成本高，或设计不合理检测结果不准确。

技术实现要素：

本发明的目的在于对现有技术存在的问题加以解决，提供一种用以测算深沟球轴承摩擦力矩的辅助装置，利用该装置测量到的参数分析，间接地获得深沟球轴承的摩擦力矩，该装置结构合理、操作简便、成本低、可准确地提供测算摩擦力矩所需的测量参数，保证摩擦力矩测算的准确性。

为了实现上述目的，本发明采用的技术方案是：

一种测算深沟球轴承摩擦力矩的辅助装置，包括测试主机、径向加载装置和摄像机，被测深沟球轴承的内圈固定安装在测试主机的主轴上，由主轴带动被测深沟球轴承旋转，并且主轴上连接动力装置的一端设有电磁制动器；所述的径向加载装置包括支架、力臂、配重块和球面滚轮，力臂的中点转动支撑在支架上，所述配重块悬挂于力臂的一端，所述的球面滚轮安装在力臂的另一端，且能够自由滚动，球面滚轮以点接触形式顶在所述被测深沟球轴承的外圈下部，所述的摄像机设置在测试主机的一侧，所述电磁制动器和所述的摄像机均连接在控制计算机上。

所述的动力装置包括设置在测试主机上的伺服电机和传动机构，传动机构一端和伺服电机连接，另一端和所述的主轴连接。

所述的主轴用以安装被测深沟球轴承的一端设置有心轴，心轴一端为连接端，用以固定安装在主轴上，心轴另一端为轴承安装端，用以安装被测深沟球轴承。

所述的心轴具有多个直径不等的轴体，以安装不同规格的被测深沟球轴承。

所述的主轴和主轴外固定设置的轴套之间设置多列钢球，钢球安装在铜基保持架上，且钢球和主轴以及轴套为过盈配合；在主轴的两端分别安装推力球轴承，并且两个推力球轴承均位于轴套和主轴之间，主轴上和动力装置连接的一端安装有圆螺母，实现主轴的轴向定位。

所述的多列钢球在铜基保持架上呈螺旋分布，使每列钢球具有一条单独的滚道。

本发明的有益效果是：

本发明可以通过摄像机监测到被测深沟球轴承外圈从开始减速到最后停止的总时间和总角位移，进而通过相应的计算公式计算得出该深沟球轴承的摩擦力矩，本发明的装置结构合理、操作简便、成本低、可准确地提供测算摩擦力矩所需的测量参数，保证摩擦力矩测算的准确性。

为了减少外界对被测深沟球轴承的摩擦，本发明中径向加载装置采用球面滚轮和被测深沟球轴承的外圈相接触，这样径向加载装置和被测深沟球轴承之间为点接触的滚动旋转，进而减小摩擦系数，实现摩擦力矩的较精准的检测。

在径向加载装置中，力臂的中点转动支撑在支架上，这样配重块和球面滚轮到力臂中点的距离相等，因此配重块的重量就是加载的径向载荷，便于径向载荷的控制。

本发明中主轴的结构可以减少主轴和轴套表面的磨损量，提高主轴的寿命和旋转精度，保证该装置测量的准确性。

附图说明

图1是本发明的结构示意图；

图2是径向加载装置的结构示意图；

图3是主轴的结构示意图；

图中标记：1、伺服电机，2、小同步带轮，3、同步带，4、大同步带轮，5、电磁制动器，6、轴套，7、主轴，8、心轴，9、被测深沟球轴承，10、径向加载装置，11、摄像机，12、支架，13、配重块，14、力臂，15、球面滚轮，16、圆螺母，17、推力球轴承，18、铜基保持架。

具体实施方式

下面结合附图，通过具体的实施方式，对本发明的技术方案作进一步的说明。

如图所示，本发明所述一种测算深沟球轴承摩擦力矩的辅助装置包括测试主机、径向加载装置10、摄像机11和控制计算机，测试主机是用于驱动被测深沟球轴承9的旋转及停止，包括机架、伺服电机1、传动机构、电磁制动器5、轴套6、主轴7、心轴8，其中伺服电机1固定安装在机架的下部，所述的传动机构可以采用同步带传动机构或其他结构，本实施例中以同步带传动机构进行说明，包括小同步带轮2、同步带3和大同步带轮4，小同步带轮2和伺服电机1的输出轴连接，大同步带轮4安装在所述主轴7的一端，通过同步带3的啮合，实现伺服电机1对主轴7的驱动旋转，在主轴7的外部还设有所述的轴套6，轴套6为固定安装在机架上的静止类零件，起支撑导向作用，轴套6端部和大同步带轮4之间还设置所述的电磁制动器5，以停止主轴7的旋转；所述主轴7端部从轴套6中伸出，并安装有心轴8，心轴8和主轴7之间通过花键连接，并由螺栓轴向固定，心轴8上具有多个同心不同径的安装面，用以安装不同尺寸的被测深沟球轴承9，被测深沟球轴承9的内圈和心轴8之间为固定连接。

所述的径向加载装置10用以对心轴8上所安装的被测深沟球轴承9进行径向加载，包括支架12、力臂14、配重块13和球面滚轮15，力臂14的中点转动支撑在支架12上，所述配重块13悬挂于力臂14的一端，所述的球面滚轮15安装在力臂14的另一端，且能够自由滚动，配重块13到力臂14中点的距离等于球面滚轮15到力臂14中点的距离，这样配重块13的重量就是所加载的径向载荷，为了减少对轴承的摩擦，所述球面滚轮15以点接触形式顶在所述被测深沟球轴承9的外圈下部，即接触点位于球面滚轮15的球面直径上。

所述的摄像机11则安装在心轴8的一侧，用以记录被测深沟球轴承9外圈的转动。

为了提高主轴7旋转的回转精度，降低整个轴系的摩擦系数，主轴7和轴套6之间设有多列钢球，并由铜基保持架18进行定位，在主轴7的两端分别安装推力球轴承17，并且两个推力球轴承17均位于轴套6和主轴7之间，主轴7上用以安装被测深沟球轴承9的一端设有法兰盘，主轴7上和动力装置连接的一端安装有圆螺母16，实现主轴7的轴向定位，钢球在铜基保持架18内呈螺旋分布，每列钢球都有一条单独的滚道，以减少主轴7和轴套6表面的磨损量，提高了主轴7寿命和旋转精度；主轴7、钢球和轴套6之间为过盈配合，旋转精度较高，主轴7的径向跳动和轴向窜动均在2μm以内,运转平稳、灵活，可以保证主轴7的回转精度和运行平稳性。

本发明进行摩擦力矩测算时的使用方法：将本发明所述的装置进行安装调试完毕，启动伺服电机1，通过小同步带轮2、同步带3、大同步带轮4带动主轴7转动，被测深沟球轴承9的内圈因为固定在心轴8上，也随之同步转动，外圈在摩擦力作用下开始旋转，当内圈速度达到试验规定转速并运行平稳后，启动电磁制动器5使主轴7快速停止转动，被测深沟球轴承9内圈也同步停止转动，而外圈在惯性作用下开始作减速运动，所述的摄像机11记录外圈开始减速到停止所用的总时间和总角位移，进而获得外圈在减速过程的角速度ωo，最后通过计算得出被测深沟球轴承9的摩擦力矩。

利用本发明得到的外圈在减速过程的角速度ωo来计算深沟球轴承摩擦力矩的公式可以通过以下步骤获得。

对所述被测深沟球轴承中的滚动体进行编号，作用在径向负荷作用线上受载最大的滚动体为0号，两边对称，依次为1、2、3……，并定义0号滚动体的位置角ψ＝0°；

深沟球轴承受径向力作用后内、外圈在外力方向上发生的位移为δr，根据变形协调条件，编号为q的滚动体与内外圈之间的总的弹性变形量为：

δq＝δrcosψq(1)

式中：q表示滚动体序号，ψq表示编号为q的滚动体的位置角。

所述的δr可通过设置在深沟球轴承一侧的摄像机记录测出，也可利用卡尺测量，首先测量在没有受径向力时，轴承内圈内表面到外圈外表面的高度h1，然后测量在受到径向力时轴承内圈内表面到外圈外表面的高度h2，则δr＝h1-h2。

根据赫兹接触理论，接触负荷与接触变形之间有如下关系：

式中：qq表示内外接触角相等时编号为q的滚动体与滚道接触负荷；kn表示滚动体与内外圈之间的总的负荷-变形常数；对于深沟球轴承，n＝1.5。

显然在径向负荷作用方向上，接触负荷最大，此时：

由公式(2)和公式(3)可得：

第q个滚动体的接触负荷为

qq＝qmaxcosⁿψq(5)

外圈的平衡方程表示为：

式中：k表示受载最小的滚动体序号；

由公式(5)和公式(6)可得：

而由于fr＝m-gr(8)

式中：m表示配重块的重量，gr表示外圈重量。

因此，可以求出任意编号为q的滚动体和滚道接触负荷qq。

在钢球滚动方向上，作用在钢球上的力有2个流体动压滚动力ffi、ffo，ffi表示润滑条件下钢球与内圈沟道接触中的流体动压滚动力，ffo表示润滑条件下钢球与外圈沟道接触中的流体动压滚动力。由于钢球与内圈以及钢球与外圈具有相同的几何角度和载荷条件，可以得出ffi＝ffo＝ff，根据biboulet和houpert提出了在弹性流体动压润滑(ehl)条件下流体动压滚动力计算方法：

式中：u是量纲为一的速度参数：

w是量纲为一的载荷参数：

是工作温度下润滑油的动力粘度，pa·s；v＝(v1+v2)/2为球-沟道接触区域的平均切向速度，m/s；v1是滚动体-外圈沟道接触区域的切向速度，v2是滚动体-内圈沟道接触区域的切向速度，可由v＝ωr计算，式中ω表示轴承内外圈的角速度，r表示滚动体-沟道接触区域到轴承轴线的距离，对本专利装置来讲，由于此时内圈静止ω＝0，所以v2＝0；e^*是两接触物体的等效弹性模量，e^*＝2.3×10¹¹pa；k是半径比ry/rx；ry是主平面i中的等效曲率半径，rx是主平面ii中的的等效曲率半径；

其中，主平面i：规定过接触点的轴向平面为主平面i，

主平面ii：规定过接触点的径向平面为主平面ii，

轴向平面：过轴承旋转轴线的平面，

径向平面：与轴承旋转轴线垂直的平面。

当滚动体中心和内圈沟道圆弧曲率中心在两者接触点同侧时，则主平面i中的等效曲率半径ry计算公式为

内圈沟道圆弧曲率半径r1大于滚动体半径r2。

当滚动体中心和内圈沟道圆弧曲率中心在两者接触点异侧时，则主平面ii中的的等效曲率半径rx的计算公式为

内圈沟道圆弧曲率半径r1大于滚动体半径r2。

保持架与滚动体一起做减速的圆周运动，其加速度有两部分组成：法向加速度和切向加速度，以保持架和滚动体为参考系，则保持架在切向方向上的惯性力fτ

式中：mc是保持架质量；z是轴承滚动体个数；mb是滚动体质量；ωo是外圈的角速度；r是相对于旋转轴的沟道半径。

在滚动过程中由于材料的弹性滞后性质，接触区的前后两个部分压力分布不对称，滚道会对滚动体产生一个滚动摩擦力，引入一个假象的作用于滚动体中心的当量弹性滞后滚动阻力fh，其作用效果和滚动摩擦力的作用效果一样，则编号为q的滚动体的当量弹性滞后滚动阻力fhq

式中：ah是弹性滞后损失系数；b是接触椭圆短半轴长度；r是滚动体半径。

保持架对滚动体产生摩擦力矩为mbc

式中：ωo外圈的角速度；c是滚动体与保持架之间的接触区宽度；rc是保持架兜孔半径；d是滚动体直径；h0是润滑油的最小油膜厚度；是外圈角位置。

在滚动体滚动平面上，受载最大滚动体所受的总的切向阻力fτ

在外圈减速过程中，作用在滚动体上的摩擦力矩tfτ

至此，可得到深沟球轴承的摩擦力矩，并且以上所述的方法适用于通用的深沟球轴承。