電主軸滾動軸承軸向預緊技術綜述

劉志峰 孫海明，2

1.合肥工業大學機械工程學院，合肥，230009 2.湖北汽車工業學院機械工程學院，十堰，442002

0 引言

電主軸是將旋轉主軸置于電機轉子內部而形成的一體化主軸單元，多數電主軸的轉速在10 000～400 000 r/min之間，已廣泛應用于機械、汽車、航天和電子工業等領域［1］?，F代數控加工工藝對電主軸提出了既要滿足低速大扭矩切削又能適應高速高精度切削的要求［2］，這需要在低速工況下給電主軸軸承施加較大的預緊力以獲得足夠的剛度，在高速工況下施加較小的預緊力以獲得較高的表面加工質量。但是，限于電主軸內部結構復雜性、技術穩定性和維護方便性等原因，目前高速加工中心電主軸大多只能按照重預緊、中預緊和輕預緊的綜合要求給軸承施加一個合適的初始預緊力［3］。合適的預緊力可以消除軸承游隙，提高軸系剛度和機床加工精度，但是隨著電主軸溫度的升高，熱膨脹導致軸承的實際預緊力超過初始預緊力，從而引起軸承溫升加劇，能量消耗增加［4］，軸承壽命縮短，這使得滾動軸承8 000 h的精度壽命［5］成為加工中心電主軸精度壽命的瓶頸。軸承預緊技術是電主軸最為關鍵的技術之一，與電主軸的精度、轉速、剛度和溫升等多個技術指標相關，因此有必要對國內外電主軸滾動軸承軸向預緊技術的現有成果進行系統的回顧和分析總結，并把握電主軸軸承預緊技術的未來發展趨勢。

1 軸承預緊力與電主軸特性的關系

1.1 電主軸的支承軸承

滾動軸承電主軸一般包括主軸殼體、電機定子、主軸（轉子）、前端高速軸承、后端浮動軸承、刀具接口、刀具鎖緊機構、潤滑系統和定子冷卻水套等。高速軸承加工技術是電主軸眾多關鍵技術之首，是電主軸實現高轉速和高精度的關鍵［6］，也決定了電主軸的壽命和負載容量。

電主軸的支承軸承有角接觸球軸承、圓錐滾子軸承、動靜壓軸承和磁懸浮軸承等。磁懸浮軸承具有磨損小、能耗低、噪聲小、壽命長和無需潤滑等優點，但其價格昂貴，控制系統復雜，發熱問題不易解決，不宜在電主軸上大面積推廣。動靜壓軸承是一種綜合了動壓軸承和靜壓軸承優點的多油楔油膜軸承，它既避免了靜壓軸承高速下嚴重發熱和供油系統復雜等問題，又克服了動壓軸承啟動和停止時可能發生干摩擦的弱點，具有很好的高速性能，且調速范圍寬，既適合大功率的粗加工，又適用于超高速精加工，但動靜壓軸承必須專門設計和單獨生產，標準化程度低，維護困難，目前在電主軸單元中應用較少［7］。角接觸球軸承常見 15°、25°和 40°接觸角，接觸角越大，軸向承載能力越大，而接觸角越小，則更有利于高速旋轉。SKF公司的超高速角接觸球軸承采用12°的接觸角，轉速性能很好［8］。角接觸球軸承的“小球密珠”結構使其轉速和剛度進一步提高，而采用Si3N4陶瓷球替換鋼球使角接觸球軸承的轉速和壽命得以成倍提高，這得益于Si3N4陶瓷球的質量僅為鋼球質量的1/3，硬度是鋼球硬度的2倍，彈性模量是鋼球彈性模量的1.5倍，溫升比鋼球溫升降低35%～60%［9］。陶瓷球制造技術和檢測技術的提高使得精密角接觸球軸承整體制造精度達到P2或者P4級［10］，因此角接觸陶瓷球軸承在電主軸的支承中占主導地位。電主軸軸承高速旋轉時產生的熱量較大，需要有輔助的油氣潤滑系統和冷卻系統才能持續工作［11］。

1.2 角接觸球軸承的配置形式及運行工況

為了平衡單列角接觸球軸承單方向的軸向載荷，一般需要成組配對使用角接觸球軸承。電主軸前軸承通常采用雙聯或三聯組配，配置形式有背對背配置（代號為DB）、面對面配置（代號為DF）、串聯配置（代號為DT）和多聯配置等。電主軸后軸承均采用浮動支撐以便主軸末端軸向尺寸伸長［12］。在切削載荷和預緊力的聯合作用下，電主軸軸承滾珠與內外滾道產生滾動摩擦、滑動摩擦和陀螺旋摩擦，從而產生較大的熱量［13］。軸承高速旋轉也會產生攪油熱量［4，14］。軸承轉速越高、預緊力越大，則發熱量越大，電主軸的典型工況和外在特性［15］如圖1所示。

圖1 電主軸軸承工況特性Fig.1 Working condition and characteristic of the motorized spindle bearing

在圖1中，高速軸承的結構尺寸和自身材料在設計制造時已經確定，由于高速、高溫、潤滑不良和大切削力等復雜的運行工況，在軸承內部出現嚴重摩擦、熱量和應力集中等問題，軸承內部構件逐步表現出磨損、破損和咬黏等現象，并發生工作噪聲增大、振動增大和精度壽命縮短等外在表現。除了軸承的自身發熱之外，電機的熱量也會部分傳遞給軸承，這些熱量主要由冷卻和潤滑系統帶走，還有小部分熱量通過熱交換傳遞到空氣中，從而在50～70℃范圍內實現電主軸的熱平衡。

1.3 軸承預緊力對電主軸性能的影響

軸承預緊后，滾動體與內外圈的接觸處產生彈性變形，使得接觸面積增大，參與受力的滾動體的數量增加，從而提高軸承剛度和旋轉精度，相應提高軸系的臨界轉速。軸承的軸向位移與載荷曲線如圖2所示，軸向載荷Fa在軸承未預緊時產生的位移為δa1，給軸承施加預緊力Fa0后，軸向載荷Fa在此基礎上引起的軸線位移δa2小于δa1，這表明預緊力可提高軸承的剛度。

圖2 軸承軸向位移與載荷的關系Fig.2 The relationship of bearing axial displacement and load

給角接觸軸承施加預緊力，使軸承處在負游隙工作狀態，可以有效地提高角接觸球軸承的剛度并降低其振動。文獻［16］研究結果表明，預緊力與軸承的組合剛度成非線性關系，軸承的組合軸向剛度小于單個軸承的軸向剛度，其徑向剛度大于單個軸承的徑向剛度。文獻［17?18］通過實驗研究了主軸剛度和系統動態特性的關系，得到根據固有頻率能夠獲取軸承實際所承受的預緊力的結論。文獻［19］的實驗結果表明，適當增大徑向預緊力可減小磨削主軸的振幅。5種金屬材料磨削實驗結果［20］表明，增大軸承的初始預緊力可明顯減小磨削振幅，提高磨削表面質量，但預緊力超過某個值后，繼續增加預緊力所帶來的效果不明顯。由此可見，合適的軸向預緊力可以提高電主軸的固有頻率和機床的加工精度。

預緊力也會對電主軸帶來摩擦更加劇烈和嚴重發熱等負面影響。隨著軸向預緊力的增大，軸承滾動體在內外圈滾道上所受到的載荷作用也增大，油膜內部的壓應力和剪應力增大，導致軸承的摩擦力矩也隨之增大，從而引起軸承過熱。依據運行工況，合理控制軸承的預緊力可減少發熱量，延長軸承的精度壽命，提高電主軸的可靠性［21?22］。

當軸承的工作溫度發生變化時，軸承材料也會發生相應熱變形，從而影響最初的裝配公差，進而影響軸承的初始預緊力［23］。FAGHS7010型高速軸承在130 N初始定位預緊力下的試驗數據［24］如圖3所示，當軸承以2 600 r/min空轉0.5 h后，初始預緊力從130 N增大到160 N，當轉速增大到9 000 r/min時，軸承溫度達到48.5℃，此時的預緊力為370 N，已經遠遠超出初始設定值。

圖3 軸承初始預緊力與轉速關系Fig.3 The relationship of bearing initial preload and speed

2 軸承定位預緊技術

軸承定位預緊就是通過預先選定的內（外）圈隔套或墊圈使組配軸承內外圈之間產生一定的軸向位移，且在工作過程中軸承間的距離不發生改變，從而獲得合適的預緊力。

圖4所示為背靠背配置的兩個角接觸球軸承的定位預緊方式，左右軸承之間為剛性隔套，兩軸承內圈間的距離為L，外圈的距離比內圈的距離大Δ L，當通過螺母給左端軸承Ⅰ的內圈施加載荷后，兩軸承都獲得了初始預緊力。

圖4 軸承背靠背定位預緊方式Fig.4 Bearing back-to-back constant offset preload

旋緊圖4中左端的螺母，左軸承Ⅰ預緊力增大，并通過內圈隔套使右軸承Ⅱ預緊力減小，其載移曲線如圖5所示。極限情況是右端的軸承Ⅱ完全卸載，預緊力完全由軸承Ⅰ承擔。一對背靠背雙聯角接觸球軸承的最大外加載荷不得超過預緊力的2.83倍，即最小預緊力不得小于軸承外加額定軸向載荷的35%［25］。

圖5 定位預緊載移曲線Fig.5 Constant offset preload displacement curve

電主軸軸承內外圈分別與主軸和軸承座采取過盈配合，內圈隔套的定位預緊方式使軸承隔套無法軸向移動，導致軸承內圈隨主軸一起膨脹，同時外圈被軸承座擠壓而略微收縮。當軸承內圈隨軸一起高速旋轉時，在離心力作用下內圈產生徑向膨脹，使內圈與軸之間的過盈量改變。上述溫度和轉速因素均會影響軸承的實際預緊力，它與出廠時裝配的初始預緊力已截然不同［26］。雖然內圈隔套的定位預緊方式結構簡單，軸系剛度較強，但工作溫度升高會引起軸及軸承座的尺寸增大，從而使預緊力增大，溫度和預緊力進一步增大會縮短軸承的精度壽命，一般用于低速重切削工況。

3 軸承定壓預緊技術

3.1 彈簧定壓預緊技術

定壓預緊利用螺旋彈簧裝置或碟形彈簧裝置使軸承得到合適的預緊。如圖6所示，兩軸承外圈之間的彈簧提供了定壓預緊力，由于彈簧的剛度比軸承的剛度小很多，軸承外圈的相對位置會隨轉速和外載荷的變化而改變，但內圈位置無法改變，因此，外圈接觸載荷隨載荷增大，內圈接觸載荷基本不變，并且也不受工作溫度的影響。定位預緊方式的軸向剛度和徑向剛度比定壓預緊的值都大，軸向剛度和徑向剛度都隨速度的提高而增大；定壓預緊下軸向剛度隨轉速的提高而減小，徑向剛度隨轉速的提高而增大，如圖7［3］和圖8［3］所示。

圖6 軸承背靠背定壓預緊方式Fig.6 Bearing back-to-back constant pressure preload

圖7 軸向剛度與轉速關系Fig.7 The relationship of axial stiffness and speed

圖8 徑向剛度與轉速關系Fig.8 The relationship of radial stiffness and speed

定壓預緊方式始終用彈簧頂住不旋轉的外圈，預緊力的大小由彈簧的壓縮量來控制，操作簡單可靠，并且可以得到穩定的預緊力。但采用該方法，軸承在預緊裝置上的拆卸時間長，工人的勞動強度大，預緊不同規格的軸承都必須設計制造相應的一整套預緊用的心軸和彈簧等零件，給生產的技術準備工作帶來麻煩［27］。

電主軸常在1～5 s內完成急速啟動或制動，頻繁啟停導致螺母松動，大進給量切削時也引起主軸振顫，因此用螺母對軸承實施的緊固方式并不可靠，采用過盈配合的鎖緊套預緊與緊固的方式能獲得較好的效果。

3.2 彈性隔套預緊補償技術

用開槽彈性隔套取代定位預緊方式中的剛性隔套稱之為開槽彈性預緊補償技術，其結構如圖9［28］所示。開槽之后的外圈彈性隔套剛性變小，軸承外圈的軸向位移只引起彈力（也就是預緊力）少量的變化，因此開槽彈性隔套能對預緊力的偏離起到一定的補償作用。

圖9 彈性隔套預緊Fig.9 The bearing preload by elastic spacer bush

開槽彈性隔套對軸承預緊力的補償作用是由軸承的剛度與彈性環剛度之比決定的，當軸承尺寸確定后，合理設計開槽的寬度和深度可以改變彈性隔套的剛度。實際應用中，一般取軸承剛度為彈性環剛度的2～5倍。文獻［28］表明開槽彈性隔套預緊方式能夠減小預緊力偏離初始值，具有一定的預緊補償作用，可以滿足中等預緊力的控制要求。

軸承定位預緊和定壓預緊各有優勢，應用場合也不同。高速電主軸在初加工階段一般為低速大扭矩和重切削，需要軸承提供較大的預緊力，此時采用定位預緊方式比較合適；而電主軸在精加工階段需要高速高精度切削，僅需要給軸承提供較小的預緊力，避免軸承過熱，此時采用定壓預緊方式比較合適。開槽彈性中間環預緊補償技術改善了定位預緊和定壓預緊，但也繼承了二者的缺點，既不能達到定位預緊的高剛度，也實現不了定壓預緊的恒定剛度要求，其應用范圍較小。由此可見，電主軸軸承預緊力的大小需要兼顧低速大扭矩和高速大功率兩種工況，傳統的定位預緊和定壓預緊無法同時在一只電主軸上實現，單獨使用一種預緊方式已經不能滿足現代高速加工中心電主軸的雙重預緊需求，所以需要研究電主軸可調預緊裝置。

4 軸承調壓預緊技術

4.1 預緊力自動調節的特種軸承

早期軸承預緊力的控制多采用特殊軸承。1977年，PRUVOT等［29］試制了一種特殊的角接觸球軸承，軸承的外圈是中空的，熱容量和熱導率都比實心外圈小，并且有較大的柔性。這種軸承在工作時，各元件間的溫差較小。當預緊力有偏離時，外圈發生彈性變形，外圈滾道直徑加大，預緊力的偏離得以補償，這種軸承因其發熱較少，特別適合于高速運轉場合。內徑為80 mm的此種空心外圈軸承在6 000 r/min轉速時的摩擦損耗功率為150 W，約為同樣尺寸的角接觸球軸承的1/3［29］。

Timken公司研制了一種特殊圓錐滾子軸承［28?30］用作高速精密機床的主軸軸承，如圖 10 所示，這種軸承的預緊力可作較大范圍的調節。與一般的圓錐滾子軸承不同，此種軸承的內圈滾道較寬，滾道槽壁與滾子端面不發生接觸。軸承的預緊力靠附加的活塞借助油室壓力頂緊滾動體來實現。調節油室壓力，即可在運轉過程中改變軸承的預緊力。根據類似的原理，德國UKF公司與Burekhardt&Weber KG公司也研制了各自的特種新型軸承，并登記了相關專利［31］。

圖10 預緊力可調的圓錐滾軸承Fig.10 Variable preload tapered roller bearing

SKF公司的特種雙聯球軸承［32］如圖11所示，軸承內圈分體制造，由螺母提供軸向預緊力，軸承外圈則由外部的油壓施加徑向預緊力，能夠獲得較大的剛度，且預緊力調整機構簡單高效。

圖11 徑向預緊力可調的特種軸承Fig.11 Variable radial preload special bearing

上述三種特種軸承都具有預緊力自動調節功能，但軸承既是主軸的回轉支承部件，又是預緊力控制系統中的執行部件，而軸承的磨損和疲勞是難以避免的，一旦需要更換軸承或者油泵，則整個控制系統必須重新調整，增加了維修成本，且特種軸承價格昂貴，因此，具有預緊力自動調節的特種軸承難以被推廣使用。

4.2 基于液壓力的可調預緊技術

4.2.1 液壓驅動軸承外圈的可調預緊技術

機床都配有液壓系統，用液壓力驅動軸承外圈實現可調預緊的研究較早。圖12所示為德國GMN公司研制的軸承預緊補償裝置［32］，串聯軸承的內圈由螺母固定，外圈由可移動的軸套施加預緊力，軸套的移動距離則由油腔的位移控制，合理控制油腔壓力即可調整軸承的預緊力。由可調液壓力提供預緊力的裝置簡單可靠，基于該原理的軸承預緊技術應用較為廣泛，沿用至今。

圖12 液壓驅動的可調預緊Fig.12 The variable preload of hydraulic drive

4.2.2 液壓缸和彈簧聯合預緊技術

在油腔調節軸承外圈位移實現可調預緊的基礎上，將主軸轉速引入閉環控制，可實現電主軸預緊力的在線監測和調整，如圖13所示［33］。該電主軸的軸承采用彈簧和微型液壓缸聯合預緊，并由編碼器采集電主軸轉速，當主軸轉速低于某一閾值時，程序控制液壓缸和彈簧共同施加預緊力來獲得較大的剛度；當主軸轉速高于某一閾值時，液壓缸卸載，此時僅由彈簧施加較小的預緊力，從而降低高速段的軸承溫升。徐小平等［34］也發明了類似的預緊裝置，不同之處是將液壓缸換成了環形小液壓缸直接與軸承接觸，從而省去了圖13中的直線軸承。

圖13 液壓缸和彈簧聯合預緊Fig.13 The hydraulic and spring unite preload

4.2.3 轉速分段可變預緊技術

基于液壓預緊調節技術，并結合現代檢測技術，電主軸轉速分段可調預緊技術得以應用。高速段增大油腔壓力以施加較大的預緊力，低速段施加較小的預緊力，從而實現分段自動預緊?；谠摷夹g的電主軸軸承溫升試驗結果表明［35］：在4 000 r/min以上的中高速區間段采用分段可調預緊方式比定位預緊方式的軸承溫升低5～10℃，并在全速范圍內獲得相對穩定的軸承剛度。

4.3 基于材料特性的可變預緊技術

4.3.1 密封液性塑料預緊技術

將軸承定壓預緊裝置中的彈簧換成一個密封液體調節環就形成了密封液性塑料預緊力調節裝置，如圖 14 所示［30，32］，該裝置主要包括中空圓柱銷、活塞、彈簧、液性塑料和金屬薄膜等零件。密封環內填充液性塑料，通過加壓柱改變液性塑料的壓力即可調節軸承的預緊力。

圖14 液性塑料預緊力調節裝置Fig.14 The liquid plastic preload adjusting device

調壓環安裝在軸承1和軸承2的外圈之間，承擔著軸承外圈隔套的作用。當施加外力推動活塞向下運動時，活塞通過液性塑料推動金屬薄膜向外擴張，推動軸承1的外圈產生向右微小位移，同時軸承2的外圈產生向左的微小位移，從而對軸承施加合適的預緊力。

液性塑料預緊力調整裝置雖然能夠方便地調節軸承的預緊力，但存在三點不足：第一，需要定期重新標定控制器的預緊力壓力曲線；第二，該裝置中未安裝傳感器，需要通過其他條件感知主軸溫度和轉速變化；第三，驅動活塞的方式不宜實現自動化，外部體積較大。

4.3.2 形狀記憶合金彈簧預緊力調節技術

形狀記憶合金（shape memory alloys，SMA）是一種在加熱升溫后能完全消除其在低溫下發生的變形，恢復到變形前原始形狀的特殊合金材料［36］。用SMA制作的彈簧能夠隨溫度變化改變自身特性和剛度［37］，從而實現壓力調節?；赟MA彈簧的軸承預緊裝置與定壓預緊原理相同，只是用特殊的SMA彈簧替代了普通彈簧，從而實現了軸承的預緊力隨電主軸工作溫度變化而自動調節。

1992年，KOICHIRO等［38］發明了基于記憶合金彈簧的軸承預緊力分段調節裝置，如圖15和圖16所示。該裝置的核心是激發溫度不同的3個記憶合金彈簧和1個常規彈簧。該組合彈簧能夠分成4段以調節軸承的預緊力。在圖15中，主軸12由軸承17支承，軸承內圈被軸套28和螺母29固定，壓縮彈簧26通過壓板24、螺釘27和襯套25對軸承17的外圈施加預緊力。由圖16所示的Ⅱ-Ⅱ斷面圖可知，彈簧26共有16只，分成4組，分別編號為26a、26b、26c和26d，且交叉順次均勻分布在壓板24的外圍，其中26a、26b和26c由SMA材料制成，熱激發溫度分別為25℃、30℃和40℃，初始壓力分別為480 N、360 N和280 N，常規彈簧2d的初始壓力為200 N。

圖15 記憶合金彈簧預緊力調節裝置Fig.15 The SMA spring preload adjusting device

圖16 調節裝置Ⅱ-Ⅱ斷面圖Fig.16 TheⅡ-Ⅱcross-section diagram

如表1所示，初始狀態下4組彈簧共同提供1 320 N的預緊力，當溫度逐漸升高，3組SMA彈簧先后達到激發溫度而失去彈性，從而分4段調節軸承的預緊力?；赟MA彈簧的軸承分段預緊裝置結構簡單，對溫度反應較快，但只能按照預定的溫度分段調節軸承預緊力，不能實現連續調節，且彈簧彈力的一致性問題也無法得到精確的控制，目前未見推廣使用。

表1 溫度分段的預緊力調節表Tab.1 Temperature classification preload adjustable table

4.3.3 雙金屬隔套預緊力調節技術

楊慶東等［39］將軸承定壓預緊裝置中的內圈隔套替換為雙金屬材料隔套，實現了一定范圍內軸承預緊力的連續自動調節。用鋁合金和鋼兩種材料制作的雙金屬內圈隔套預緊裝置如圖17所示。

圖17 雙金屬套筒可變預緊裝置Fig.17 The thermometal sleeve variable preload device

低溫時，鋼套筒1比鋁合金套筒2的尺寸稍大，由套筒1頂住軸承內圈而施加軸向預緊。隨著電主軸轉速的增大和溫度的升高，熱膨脹系數較大的鋁合金套筒2的伸長量比鋼套筒1的伸長量稍大，并超出套筒1的長度，推動兩軸承的內圈產生向右的微小位移，滾動體與內圈的接觸面減小，從而實現在高溫時減小軸承的預緊力。針對軸承中度預緊力所設計的雙層隔套的尺寸如表2所示［39］。

表2 軸承雙金屬隔套設計尺寸Tab.2 Design dimension of bearing thermometal sleeve

文獻［39］試驗結果表明，中預緊力在（1.0～2.8）×103r/min的轉速范圍內，軸承工作溫度從100℃降低到50～60℃，電主軸溫度分布也明顯改善，施加重預緊力時，在1.3×103r/min以下預緊力自動調節效果較好。

雙金屬隔套雖然能夠在一定范圍內實現預緊力自動調節，但位移變化量僅有31μm，軸承預緊力調節范圍僅450 N，無法滿足10 000 r/mim以上的調節需求，需要進一步研究熱膨脹系數差距更大的雙金屬隔套，滿足高速電主軸軸承預緊力自動調節的需求。

4.3.4 壓電陶瓷預緊力調節技術

壓電陶瓷是一種能夠將機械能和電能互相轉換的功能陶瓷材料。單個壓電陶瓷片只能實現微米級位移伸長，多塊壓電陶瓷片疊加所產生的累積效應才能制作壓電陶瓷微位移驅動器［40］。將壓電陶瓷疊片置于雙聯軸承內部則可形成自預緊特種軸承［41］。初始預緊力由螺母提供，可調預緊力由內置的環狀壓電陶瓷片提供，增大電壓后，壓電裝置在軸承內部產生壓力，并推動左右端外圈分別給左右兩端的滾動體加壓，從而改變軸承預緊力和剛度。

PZT（鋯鈦酸鉛）壓電陶瓷棒集成在專用殼體內形成壓電陶瓷微位移驅動器，用該驅動器替換定位預緊中的外圈隔套就形成了壓電陶瓷預緊裝置，改變電壓即可實現預緊力的連續調節。壓電陶瓷棒在400 V直流電壓下能產生700 N推力和35～40μm位移。文獻［42］實驗結果表明，調整電壓可使軸承在2 000～6 000 r/min的范圍內的應變維持在15.5×10-6，但轉速超過8 000 r/min時，預緊力無法恒定，原因是壓電裝置與殼體的摩擦力太大。

較早將軸承壓電陶瓷預緊原理進行工程應用的是美國TRW航天科技集團的工程師TED［43］。依靠Ted設計的兩個對頂壓電裝置的壓力控制，在14～58℃范圍內獲得了相對恒定的軸承預緊力和摩擦力矩，從而減小了航空軸承對溫度的敏感性。

壓電陶瓷單獨產生的位移和預緊力較小，常將其與彈簧聯合作為電主軸軸承的預緊裝置，可以產生100 μm的位移和1000 N的預緊力［1，44］，也可將壓電陶瓷與微型液壓機構聯合構成預緊單元，如圖18［1，45］所示。將壓電陶瓷產生的位移和驅動力經柔性杠桿放大也能滿足軸承的預緊要求［46］。

圖18 壓電陶瓷和液壓聯合預緊裝置Fig.18 The preload device of piezoelectric ceramic and spring tegother

若將壓電陶瓷與測力傳感器集成則可實現軸承預緊力連續可調［47］。圖 19a［24］所示為集成式壓電驅動器針對FAG HS7010軸承預緊力的試驗裝置，左端是堆疊形PZT壓電陶瓷片，長度為15 mm，直徑為10 mm，最大位移為20μm，最大推力為800 N。右端是測力傳感器，并由渦流位移傳感器測量軸承位移。由圖19b［24］可見，三個集成式壓電執行器呈120°均布。基于該集成預緊裝置的電主軸功率為14 kW，最高轉速為24 000 r/min，在轉速增大和軸承溫度升高的情況下，軸承預緊力基本維持在初始狀態130 N不變。

圖19 集成式壓電預緊裝置Fig.19 The integration piezoelectric preload device

圖20 電磁鐵調壓預緊原理圖Fig.20 The schematic diagram of preloadby electromagn

基于該電磁調壓原理，采用NSK公司的7207 CTYN P4型軸承、測力傳感器和電磁力控制等制作樣機。試驗結果表明，軸承預緊力隨電流非線性變化。如圖21［49］所示，當電磁鐵吸合距離較近時，預緊力較為敏感，A區域控制效果比B區域好。該樣機獲得預緊力的試驗值與軸承廠家給定的需求值相差4.2%，表明預緊力電磁調節方法有效。但是受制于電磁鐵的大體積和主軸系統的有限空間，使用電磁力調節技術難以獲得更大的軸承預緊力。

圖21 電磁鐵預緊力隨電流變化關系Fig.21 The preload of electromagnet changes with current

5 軸承自動預緊技術

電主軸軸承可調預緊技術能依據軸承的轉速、溫度和軸系剛度等參數通過液壓技術、壓電技術和電磁技術等實現軸承預緊力的分段調節或連續調節，但都存在執行機構龐大、信號反饋與響應不及時等問題，需要研究對工況參數反饋及時、調節快速和機構簡單的動態自動預緊技術，并考慮轉速、溫度和剛度三個因素的相互影響。

5.1 離心塊預緊力自動預緊技術

電主軸轉速越高，軸系零件的離心力就越大。直徑為7.144 mm鋼制滾珠在50 000 r/min時的離心力達到200 N以上時，同樣直徑的陶瓷球的離心力也達到了70 N［6］。因此可通過軸系離心質量塊的離心力來反饋電主軸的轉速，若進一步將徑向的離心力轉化為軸向力施加給軸承則可實現軸承預緊力的動態自動調節，基于該思想設計的離心力V形簧片轉換裝置如圖22［50］所示。

圖22 V形彈簧片離心力轉換裝置Fig.22 The V shape spring centrifugal force converter

圖22中，離心力轉換裝置由三種零件構成，零件1為中空的開槽圓筒，稱之為離心殼體。零件2是扇形塊，3個扇形塊共同形成一個圓環，高速旋轉時可在離心殼體內沿徑向的導向槽移動，并對零件3產生壓力。零件3是V形彈簧片，通過自身變形將零件2的離心力轉化為軸向力。本裝置中，扇形離心塊是轉速反饋和預緊驅動元件，V形彈簧片是軸向力執行元件，主軸的轉速越大，V形彈簧片變形越大，產生的軸向力也越大。將該離心力轉換裝置安裝在電主軸前端，如圖23所示，該裝置與螺母共同施加電主軸軸承預緊力，并實現預緊力隨主軸轉速自動調節。

電主軸在高速精加工運行階段，需要逐步減小軸承的預緊力，從而減少軸承發熱量。為了實現轉速對軸承預緊力的負反饋效果，圖23中，經離心塊和V形彈簧片產生的軸向力不是直接施加給電主軸的主軸承，而是通過輔助軸承來完成的。當主軸高速旋轉時，軸向力施加到輔助軸承內圈，并依次經由輔助軸承的滾動體、外圈和外圈套筒，最終將壓力傳遞給主軸承的外圈，并對主軸承的滾動體減壓，從而實現主軸轉速增大而軸承預緊力相應減小的自動調節過程。針對離心力軸承預緊力自動調節裝置的樣機試驗數據如圖24所示。

圖23 離心塊預緊力自動調節原理圖Fig.23 The automatic adjustment schematic diagram of bearing preload by centrifugal quality

圖24 軸向載荷與轉速關系圖Fig.24 Axial load related to rotational speed

試驗設定彈簧初始壓力為300 N，當主軸轉速達到2 000 r/min時開始產生離心力和軸向位移，當轉速為5 000 r/min時，離心力導致的軸向位移為773μm，對軸承外圈產生的壓力為150 N。試驗表明，主軸轉速n增大，離心力增大，施加給主軸承外圈載荷F也增大，主軸承預緊力減小，且滿足：

試驗驗證了V形彈簧片離心力自動預緊裝置的可行性，但是，該自動預緊裝置在以下三個方面需要進一步驗證：①驗證主軸剛度是否滿足要求，尤其是轉速達到20 000 r/min以上時能否滿足高速切削的實際需要；②驗證扇形離心塊的結構和質量、V形彈簧片的彈性等因素對預緊力調節的影響問題；③需要通過精密制造減小運行噪聲，并提高可靠性。

5.2 離心式密封液體自動預緊技術

基于密封液體的離心力軸承預緊力自動調節裝置如圖 25［51］所示，主要由腔體、離心塊、密封液體、活塞、法蘭盤和密封圈等構成。當主軸轉速增大時，離心塊擠壓液體，施加給右端軸承的預緊力也增大，通過套筒傳遞到左端軸承外圈的壓力相應增大，該壓力使得軸承滾動體壓力減小，從而達到轉速增大而預緊力自動減小的動態預緊目標。離心塊的質量、密封液體彈性模量、泊松比、離心塊質心到軸心的距離等參數是決定預緊力調節的關鍵，表4［51］列舉了一組仿真參數。

圖25 離心式密封液體預緊裝置Fig.25 The preload device by centrifugal seal liquid

表4 密封液體參數表Tab.4 Sealed liquid parameter table

針對表4參數的仿真結果表明，液體的軸向位移和壓力隨主軸轉速增大而增大，也隨離心塊質量增大而增大，仿真結果從理論上闡明了基于特定離心塊和密封液體能夠實現軸承的自動預緊。由于缺乏針對該裝置的樣機試驗，故在以下三個方面需要進一步驗證：驗證主軸剛度是否滿足要求，驗證溫度變化所引起的密封液體位移量，驗證密封液體的高速旋轉密封可靠性。

5.3 均布式彈力環自動預緊技術

基于開槽彈力環的離心力軸承動態預緊裝置如圖26［52］所示，該裝置主要包括開槽彈力環、支撐環和鎖緊螺母三部分。彈力環起到反饋主軸轉速的作用，支撐環和螺母是施加初始預緊力的主要部件。

圖26 彈力環離心力自動預緊裝置Fig.26 The automatic preload device by centrifugal force of elastic ring

如圖26所示，彈力環的截面類似短錘子形，由質量較大的錘部和較薄的法蘭構成，并由徑向狹縫將環體分割成若干相等的質量塊，主軸高速旋轉時，分散的錘頭質量塊會產生較大離心力，實現對主軸轉速的反饋。彈力環的法蘭與螺母接觸，并由螺母給軸承施加初始預緊力。轉速增大時彈力環錘頭部分的離心力相應增大，并沿徑向產生向外的微小位移，使得支撐環對軸承內圈的壓力減小，軸承預緊力則相應地減小，從而實現隨主軸速度增大，軸承預緊力自動減小。基于該裝置樣機針對同一軸承三種預緊方式的對比實驗結果如圖27所示。圖27數據表明，基于彈力環離心力的動態預緊裝置能夠在高速時顯著減小軸承的預緊力，且預緊力與轉速的平方成負相關關系。

圖27 彈力環動態預緊效果對比圖Fig.27 The automatic preload effect contrast of elastic ring

彈力環離心力動態調節裝置的關鍵在于彈力環的尺寸、質量和薄壁法蘭的厚度，轉速越高離心力越大，應減小彈力環離心塊的質量和增加薄壁法蘭的厚度，實際應用中還要考慮潤滑和彈力環自身摩擦和發熱的問題，尤其還需要針對電主軸20 000 r/min以上的轉速工況進一步優化彈力環動態預緊裝置的結構。

5.4 權重系數法確定最優預緊力

軸承最佳預緊力要綜合考慮軸承壽命、剛度、溫升和陀螺運動等因素的影響，并以軸承的設計壽命最大、溫升最小和陀螺運動最小等三個條件尋求最優的軸承預緊力，在軸承設計壽命最大的區域將預緊力分成A、B、C三個區間，見圖 28［53］。

A區間，軸承轉速較低，滾動體不產生陀螺運動，是獲得高剛度的最大預緊力區域。C區間，軸承轉速較高，但是預緊力不足，從而導致滾動體產生一定的陀螺運動。B區間介于二者之間，是兼顧四個要素的最優區間。為了滿足在三個區間都能獲得最佳預緊力，給出了由最大預緊力Pmax、最小預緊力Pmin和各自對應的權重系數w1和w2所構成的最佳預緊力計算方法（權重系數見表5）：

Poptimal=Pmaxw1+Pminw2（3）

圖28 軸承預緊力最優區間Fig.28 The optimal section of bearing preload

表5 最優預緊力權重系數表Tab.5 The optimum weight factor table

最優預緊力的權重系數是基于經驗值確定的，電主軸軸承運行在不同工況是否都滿足比例系數還需要進一步研究，該方法僅給出了算法，且還需研究用何種裝置實現比例調節。

6 結論

綜上所述，電主軸軸承未來預緊技術可在以下五個方面深入研究。

（1）進一步研究基于液壓和壓電原理的預緊力調節技術，探求結構更小、產生位移更大的微型壓電執行機構，形成基于轉速反饋和溫度反饋的預緊力自動調節系統，提高系統的穩定性和響應快速性。

（2）進一步研究基于雙金屬隔套不同熱膨脹特性的定位預緊裝置，探求如金屬鎘、鋅和鉛等熱膨脹系數更大的金屬或合金，滿足隨電主軸溫度升高而軸承預緊力自動減小的線性關系，且套筒剛度和熱穩定性要更好。

（3）進一步研究基于軸系離心質量的預緊力自動調節裝置，探求密度更大、體積更小、結構更簡單的離心質量塊，對于軸系密封液體離心質量塊則需要研究其密封問題和型腔的結構問題，探求將離心力轉化為軸向力更為簡單可靠的裝置，并保證離心力預緊裝置的剛度要求，提高離心塊的制造和安裝精度，避免給主軸引入不平衡質量，滿足該裝置在更高轉速主軸上的應用要求。

（4）開發不依靠傳感器，能反饋電主軸轉速和溫度變化，并具有較大位移的自動執行機構。例如將密封的金屬汞作為離心質量塊，利用其良好的熱膨脹特性反饋溫度變化，還能利用較大的位移作為驅動機構，研究溫度、位移和推力之間的關系，并合理解決液態汞的儲存、密封、膨脹空間和推力機構之間的矛盾。

（5）結合現代傳感、檢測和控制技術，開發軸承預緊力在線測量和動態調整的小型或微型機構，實現高度集成，滿足更高轉速和更大剛度的電主軸軸承預緊需求。