保持架兜孔形狀對高速球軸承動態摩擦力矩的影響

徐俊，楊雷，李娟，于曉凱,尹延經

(1.洛陽軸研科技股份有限公司，河南 洛陽 471039;2.駐中國空空導彈研究院軍事代表室，河南 洛陽 471039)

軸承保持架的幾何特性以及由此引起的不穩定性一直是高速精密球軸承設計中必須考慮的重要因素之一。通常在設計保持架時，必須考慮內外徑的同心度、保持架壁厚、兜孔間的尺寸差、兜孔幾何形狀和兜孔尺寸等參數。下文主要分析保持架兜孔幾何形狀對高速精密球軸承動態摩擦力矩的影響。

1 高速球軸承保持架結構

目前高速精密球軸承普遍采用工程塑料實體保持架，其結構形式如圖1所示。保持架兜孔幾何形狀大多為圓形和方形，加工方法主要是采用車加工。

圖1 實體保持架兜孔幾何形狀

2 理論分析

在高速精密球軸承中保持架是一個自由體，在外力的引導下產生回轉運動，當其與套圈作相對運轉時，如果是同心運動，在各個方向上所受的力可能是相等的，即保持架在一個平衡外力作用下仍保持平衡，但實際上由于球體作用于保持架上的力以及保持架自身質量的不均勻性，使保持架所受的外力不可能為一個平衡力，將導致保持架產生偏心運動，即常見的渦動。偏心渦動越大，軸承工作時的內在功率損耗越大，即軸承摩擦力矩越大[1]。

在高速精密球軸承中球體和保持架之間發生彈性接觸，保持架兜孔與球體法向作用力Qcj的計算式為[2]

(1)

式中：zcj為第j個兜孔中心位置與其對應的鋼球中心的位移；Kc為試驗數據確定的線性逼近常數，對于球軸承取Kc=11/Cp；Cp為保持架兜孔間隙，Cp=0.5(Dp-Dw)；Dp為保持架兜孔名義直徑；Dw為鋼球直徑;Kn為球與保持架兜孔接觸處的載荷-變形常數，其值可取為

(2)

k=1.033 9(Rη/Rξ)0.636 0，

(3)

R=RξRη/(Rξ+Rη)，

(4)

(5)

Rη=0.5Dw，

(6)

ε=1.000 3+0.596 8Rξ/Rη，

(7)

Γ=1.527 7+0.602 3ln(Rη/Rξ) 。

(8)

分析以上各式可知，方兜孔與圓兜孔相比，各種參數存在如下關系：1)當Rξ減小時，系數k，R，Γ均減小；2)當ε減小時，Kn，Qcj均減小。

由于保持架是一個能量耗散零件，其運動能量全部來自于套圈和球體，當高速精密球軸承保持架為穩定狀態時，保持架與套圈不存在“嘯叫”現象[3]，球作用于保持架的力越小，軸承的動態摩擦力矩越小。

3 試驗驗證

為了驗證上述理論的正確性，選用7004AC TN3/HV P4軸承進行試驗。試驗軸承采用背靠背安裝(圖2)，引導方式為外圈引導，試驗轉速為5 000 r/min，采用保持架含油潤滑方式潤滑。

圖2 高速精密球軸承安裝示意圖

為消除其他因素對試驗結果的影響，假設預緊力、兜孔間隙、含油率等參數均不變，分別對編號為1#和2#的2組電動機軸承進行試驗。先將圓兜孔保持架裝入電動機軸承中進行150 h常溫運轉試驗，再將方兜孔保持架裝入同一臺電動機軸承中，同樣進行150 h常溫運轉試驗。試驗后1#，2#電動機軸承基本性能參數見表1，動態摩擦力矩曲線如圖3、圖4所示。

表1 不同兜孔時1#,2#電動機軸承性能參數對比

圖3 不同兜孔時1#電動機軸承動態摩擦力矩曲線

圖4 不同兜孔時2#電動機軸承動態摩擦力矩曲線

由表1可知，2種兜孔保持架的軸承聲音均正常，與圓兜孔相比，采用方兜孔保持架時電動機軸承動態摩擦力矩更小。

由圖3、圖4可知，采用方兜孔保持架時，初始階段軸承摩擦力矩值較大且波動較大，但隨著時間的推移，軸承摩擦力矩急劇減小，且波動很小。分析認為，初始階段軸承動態摩擦力矩波動較大可能是由保持架機械加工毛刺、保持架出油率不穩定等因素所致，經過跑合后，軸承動態摩擦力矩變小并逐漸保持在相對穩定的狀態。

試驗后分別對2臺電動機軸承進行分解，對保持架進行分析，其形貌如圖5、圖6所示。

圖5 試驗后1#電動機軸承保持架分解圖

圖6 試驗后2#電動機軸承保持架分解圖

由圖5、圖6可知，保持架兜孔均有明顯的摩擦接觸痕跡，在其他條件不變的情況下，更換方兜孔保持架后，保持架兜孔與鋼球的接觸痕跡小而均勻，組件的電流變化更加平穩，保持架磨損得以改善。

4 結束語

試驗結果表明，在相同工況條件下，與圓兜孔保持架相比，采用方兜孔保持架時軸承的動態摩擦力矩較小且穩定。文中是在常溫狀態下進行的驗證試驗，在其他溫度環境下采用方兜孔保持架軸承的動態摩擦力矩是否依然較小，還有待進一步探討。