精密擺線減速器軸承裝配關系與預緊技術研究

段素爽，趙　盛，劉紹炎

(國機智能技術研究院有限公司，北京　100020)

0　引言

精密擺線減速器近年來發展迅速，是我國關鍵技術攻關項目之一，其技術難點主要在于擺線和軸承兩個方面。經過多年的深入研究，擺線輪優化設計理論得到飛速發展，但是精密擺線減速器專用高精度軸承技術的研究尚有不足。單套減速器的軸承數量在10套～14套，根據不同的減速機型號，曲柄軸排列方式有所不同，軸承的數量有一定變化，但其已占據減速器零件數量的一半左右，從整體上影響精密擺線減速器的性能、使用壽命和傳動精度。本文通過對軸承裝配關系與預緊技術的研究，給出精密擺線減速器軸承最佳裝配設計解決方案。

1　精密擺線減速器軸承裝配關系的確定

1.1　軸承安裝方式的確定

圖1為精密擺線減速器內部結構示意圖。精密擺線減速器內部主要包括3種軸承：①一對角接觸球軸承，背靠背使用，以便支撐外部復合載荷，并且雙向軸向定位；②一對滾針保持架組件，每個曲柄軸中間位置有一組滾針軸承，支承擺線輪，承受徑向載荷，允許軸向位移；③一對圓錐滾子軸承，每個曲柄軸兩端有一對圓錐滾子軸承支承曲柄，主要承受徑向載荷，每個軸承對軸做單向定位。

對于精密擺線減速器中的這三類軸承，實際應用情況確定如下：成對角接觸軸承為定位軸承；兩個滾針軸承(滾針與保持架組件)為非定位軸承；成對圓錐滾子軸承為交叉定位軸承。

1.2　軸承配合方式的確定

本精密擺線減速器選擇軸承配合方式時主要考慮以下因素：①旋轉狀況，即旋轉負荷、靜止負荷、負荷方向；②負荷大小，過盈程度與負荷大小相關，負荷愈大，特別是具有沖擊特性時，所需過盈愈大；③軸承內部間隙，不同類型的軸承有不同的原始游隙和允許減小量；④溫度狀況，減速器溫度不超過45 ℃；⑤旋轉精度，軸至少加工到標準公差5級，軸承座孔至少相當于6級，圓柱度也應采用較高公差等級；⑥軸和軸承座不允許不均勻變形(不圓)，為了使軸承圈有足夠的支承，在使用薄壁軸承座或者空心軸的情況下，應使用比一般推薦更緊的過盈配合。

圖1　精密擺線減速器內部結構示意圖

本文研究的減速器軸與孔配合情況如表1所示。

表1　本文研究的減速器軸與孔配合情況

2　精密擺線減速器軸承預緊狀態及載荷的確定

2.1　軸承預緊的作用

預緊可以達到很多種使用效果：①使旋轉軸在軸向和徑向正確定位，提高軸的旋轉精度；②增加軸承剛度；③減少軸承的振動和噪聲；④控制滾動體的自旋滑動，減少滾動體的公轉打滑等。預緊后的軸受到工作載荷時，其內外圈的徑向及軸向相對移動量要比未預緊的軸承減少很多，預緊力的大小對于軸承的剛度和壽命有重要的影響，合適的預緊力既能適當增大使用時的剛度及平穩性，又可以延長軸承的使用壽命。但若預緊力過大將導致軸承溫度過高而燒死，若預緊力過小將導致磨合后軸承的預緊消失，因此，保證預緊力在正常的范圍內是尤為重要的。軸承預緊后的間隙與疲勞壽命的關系如圖2所示。

圖2　軸承預緊后的間隙與疲勞壽命的關系

2.2　軸承游隙狀態分析

軸承能否得到滿意性能，在普通運行狀態下很大程度上取決于其徑向游隙。一般來說，角接觸球軸承徑向運行間隙應該為零，甚至有輕微預載荷；圓柱與球面滾子軸承在運行中必須具有很小的剩余徑向間隙。但是對于對剛性有一定要求的精密擺線減速器，在受擺動重載荷作用時，成對角接觸軸承主要考慮軸向游隙，角接觸球軸承安裝中需要根據受力狀況確定施加一定的預載荷；而成對圓錐滾子和滾針軸承主要考慮徑向游隙。

2.3　軸承預緊量的確定與配合控制

2.3.1角接觸球軸承

本減速器是采用單列角接觸球軸承與另一套同類軸承以背對背的形式安裝，其預緊量主要考慮負載、轉速、剛度、發熱等因素，預緊方法采用定位預緊，以提高剛性。角接觸球軸承的預負荷估算公式為：

Gm=ff1f2GC.

(1)

其中：f為軸承尺寸系列系數，f=1.49；f1為接觸角的修正系數，f1=1.1；f2為預負荷等級修正系數，f2=1；Gc為安裝前軸承預負荷，Gc=2 680 N。

將數值代入式(1)計算得：Gm=3 993 N。

在角接觸球軸承實際安裝過程中由于采用過盈配合，考慮克服摩擦力的作用，并根據圖3中角接觸球軸承位移與預緊力的關系，確定本減速器角接觸球軸承軸向壓縮量為0.008 mm～0.01 mm。

2.3.2圓錐滾子軸承

精密擺線減速器中的圓錐滾子軸承不允許軸相對外殼有傾斜，其目的是為了防止附加軸向力的產生。根據本減速器使用經驗，圓錐滾子軸承內外圈均采用過盈配合，徑向游隙采用預游隙配置。小游隙輔助組C1和C2適用于精密擺線減速器旋轉精度較高、需嚴格控制外殼孔的軸向位移以及需減少振動和噪聲的場合，本圓錐滾子軸承取徑向游隙C1為0 mm～-0.01 mm，其徑向工作游隙為：

δ=δ0-δ1-δ2-δ3.

(2)

其中：δ0為初始游隙，δ0=C1；δ1為內圈與軸徑配合后游隙減少量，δ1=0.012 8 mm；δ2為外圈與軸座孔配合后游隙減少量，δ2=0.014 mm；δ3為內外圈溫差引起的游隙減少量，δ3=0.001 9 mm。

將數值代入式(2)計算得：δ=-0.026 9 mm～-0.018 7 mm。

裝配后軸向游隙最大值為：

δamax=C1/tanβ.

(3)

其中：β為外圈滾道角度，β=12°。將數值代入式(3)計算得：δamax=0.047 mm。

圖3　本角接觸球軸承位移與預緊力的關系

2.3.3滾針與保持架組件

本精密擺線減速器中滾針軸承只包括滾針和保持架兩部分，其中每個保持架軸向名義尺寸為12 mm，兩個滾針保持架與曲軸配合，曲軸軸向尺寸(24.1 mm～24.2 mm)保證軸向定位即可，如圖4所示。

圖4　滾針軸承與曲軸配合尺寸

滾針徑向熱膨脹量δt1為：

δt1=αΔtD.

(4)

其中：α為軸承鋼線膨脹系數，α=12.5×10-61/℃；Δt為溫度差，Δt=5 ℃；D為徑向尺寸，D=5 mm。將數值代入式(4)計算得：δt1=0.000 3 mm。

滾道徑向縮小量δt2為：

δt2=αΔtDe.

(5)

其中：De為滾子軸承外圈滾道直徑，De=33.5 mm。將數值代入式(5)計算得：δt2=0.002 1 mm。

滾針軸承徑向游隙縮小量δt為：

δt=δt1+δt2.

(6)

將數值代入式(6)計算得：δt=0.002 4 mm。

滾針軸承受熱后徑向游隙變化不大。根據實際工況，選擇徑向游隙C2( 0 mm～0.025 mm)即可滿足工作。

以上對精密擺線減速器三種軸承的工作游隙狀態進行了分析與計算，在安裝后，這三類軸承都需進行試運轉。試運轉時，要求軸承在規定條件下進行，先低速運轉同時勻脂，然后逐漸加速直達工作轉速。檢查聲音和軸承溫度，以便于確認并且微調到軸承的最佳工作狀態。

3　結語

通過對精密減速器軸承運動狀態和受力的分析，得到如下結論：

(1) 角接觸軸承需施加預負荷，主要是為了增加剛度，提高軸導向精度，減小噪聲，獲得更長的工作壽命，預加載荷預估在4 000 N左右。

(2) 與滾針配合的軸、孔保持裝配后徑向游隙初步在0 mm～0.01 m。

(3) 圓錐滾子軸承在內外圈都過盈的情況下，軸向采用預游隙配合形式，避免使用中溫升過高損壞軸承，軸向游隙預估在0.03 mm～0.04 mm。

(4) 精密減速器最佳的軸承裝配關系及預緊方式應根據不同條件下的計算結果、使用經驗和與軸承溫升噪聲綜合考慮。本文研究的三類軸承試驗中運行平穩，運行噪聲低于65 dB，滿足設計要求。

參考文獻：

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