軸承配合對小型Y系列電機、大功率空調風扇電機噪聲影響的選配

倪曉鳴

臥龍集團家用電機事業部 浙江紹興 312300

噪聲是電機的主要性能指標之一，尤其是小型Y系列電機、大功率空調風扇電機，根據大量試驗數據和現場質量檢測證明電機噪聲的主要來源之一是軸承噪聲，占電機噪聲總數的30%左右[1]。

一組完整的滾動軸承設計應包含兩個方面：

一是軸承本身的設計，對于電機廠來說，這部分內容只是根據具體工作條件正確選用軸承的類型、尺寸、結構和精度；

二是軸承組合的設計，包括安裝、配合、緊固、調節、潤滑、密封等等，其中安裝、緊固、調節、潤滑、密封與一般機械，這里主要探討軸承配合對電機振動噪聲的影響和合理選取。

軸承內、外圈按其尺寸比例可以認為是薄壁零件，易變形，當它裝入端蓋和轉軸時，其內、外的不圓度將受到軸承室以及軸頸尺寸的影響。其影響程度又與軸承內、外圈和軸承室、軸頸配合性質相關。軸承配合種類和精度的選取應根據軸承的類型和尺寸、載荷大小、方向及載荷的性質等來決定。過緊的配合可能因內圈的彈性膨脹和外圈的收縮而使軸承內部的游隙減小以至完全消失，也可能由于與之相配合的軸承室和軸頸表面的不規則形狀或不均勻的剛性而導致軸承內外圈不規則的變形，這些都將破壞軸承正常游隙，而與軸承噪聲有很大影響。另外電機工作時有較大的溫度變化，也將使配合性質發生變化；軸承運轉時外圈的溫度往往高于端蓋的溫度，就可能因外圈的膨脹而與軸承室脹緊，從而使外圈喪失游動性，使波形彈簧片失去調節軸向間隙和消振的功能。下面以小型Y系列電機為對象，討論軸承內、外圈配合性質對振動噪聲的影響。

1 端蓋軸承室與軸承外圈的配合

軸承是標準件，其外徑與軸承室的配合為基軸制。小型Y系列電機端蓋軸承室公差原設計采用了非標準，其公差帶位置略高于J7，與軸承外徑基本上形成J7/h5的過渡配合。在大批量生產中會有部分形成尺寸過盈配合。根據我們公司電機振動噪聲攻關測試情況判斷，軸承室與軸承外徑的過盈配合是形成噪聲的主要原因。這是：

（1）過盈配合易造成裝配時的敲打現象，從而破壞軸承精度。

（2）過盈配合使軸承喪失軸向游動能力，也使波形彈簧片失去減振作用。

（3）過盈配合使軸承外圈收縮，破壞正常游隙，增加軸承軸向振動和噪聲。

為消除軸承外徑配合的過盈量，最簡單的方法是將軸承室的公差由J7改為H7，與軸承外徑形成H7/h5的配合，此時由于軸承外圈的徑向松動反而使噪聲增加。理想的方法是將軸承室公差改為H6，與軸承外徑形成H6/h5的配合。但軸承室精度等級偏高，造成加工困難，成本增高。我們在振動噪聲攻關中做了各種配合情況下的試驗。為此，我們提出一種較適合的加工和檢測水平的公差（這個公差對加工設備和檢測條件均較經濟地達到），其公差帶比原設計公差帶（以符號Jy表示）再上移（下偏差）。以符號Jy1表示，Jy1的選取是以軸承室外徑配合的最大間隙系數（Kmax）來控制，即使Kmax≤0.009，按公式：Xmax=Kmax/（Dm）1/3求出各檔計算直徑Dm的最大間隙（Xmax），再按軸承外徑的最小極限偏差確定Jy1公差帶的上偏差，并根據縮小的公差計算出下偏差。其公差值如下表：(與H6、H7、J6、Jy比較）

公差基本尺寸+0.02-0.002軸承外徑公差mm端蓋軸承室公差（mm）H6 H7 J6 Jy Jy1＞30至50 0-0.011+0.015 0+0.025 0+0.014-0.011+0.02-0.005

軸承室按Jy1的公差與軸承外徑配合后，最大間隙系數（Kmax）計算如下：

Xmax=Kmax/（Dm）1/3=0.0087～0.009 達到了配合要求 ，而過盈率基本上為零，(由于軸承外圈一般為-0.003～-0.006mm)消除了過盈現象，據我們測定，軸承噪聲可仍可降低4～17dB(A)。

各種配合公差帶示意圖

2 軸承檔與軸承室內徑采用基孔制配合

軸承內徑不同于標準基準孔，它的公差是單向負偏差，Y系列軸承檔公差為Kb，與軸承內徑形成Hb/Kb的配合，過盈率為100%，過盈量也較大。過盈量大，使軸承的工作游隙變小，噪聲增大。在理想情況下，裝配游隙（Cp）應盡可能小，但應大于零。工作游隙應在軸承的最佳低噪聲區間內，最佳低噪聲區間一般與軸承最佳工作游隙區間相對應。故可用軸承最佳工作游隙區間來控制軸內、外徑的配合公差[2]。

以Y80電機為例，軸承為G級180204Z1，端蓋軸承室如采用Jy1公差，則與軸承外徑配合后的最大間隙為0.03mm（見圖示），最大過盈量為0.002(考慮到軸承外圈有-0.003的下差，故實際過盈量為零)，因此，只需計算軸承區間為0.005～0.012mm。原設計轉子軸承檔公差帶為Kb，則與軸承內徑配合后形成最大過盈量為0.025mm。最小過盈量為0.002mm。由于軸承檔和軸承內徑的過盈配合，裝配后軸承游隙縮小。工作時受溫度、負載等影響，游隙將再度發生變化，一般可以用剩余游隙來估算軸承的工作游隙。

軸承外徑配合公差帶分布圖

軸承內徑配合公差帶分布圖

設軸承游隙的最小極限值為△min，則△min=KiYmax；

式中Ki——彈性變形系數，一般Ki=0.5

Ymax——配合最大過盈量

當軸承內徑選取配合為H5/js6時（如圖示），

Ymax=16.5(μm)

△ min=0.5×16.5=8.25(μm)

取徑向游隙的極值Rn=10(μm)

則原始游隙的最大極值為：

△ max= △ min+Rn=8.25+10=18.25(μm)

由于軸承加工誤差的分布狀態和電機零件加工誤差的分布狀態都是比較典型的正態分布，而按正態分布，則：

δ △ =T/6=1.38(μm)

即變量△—～N[4.13(1.38)2]

按正態分布計算：

ur=8.25+16.5/2=12.38(μm)

δur=T/6=1.86(μm)

即變量 δur～ N[12.37(1.66)2]

根據兩個線性正態分布的線性疊加仍為正態分布原理，

δg=(δ2 △ +δ2ur)1/2=2.16(μm)

故 1N[4.13(1.38)2]與 N[12.37(1.66)2]的 合 成 正 態 分 布 為N[4.13(2.16)2]如下圖示：

當α=0.05時，最佳工作游隙的區間為：Xg±1.96δg=12.47(4.01)

3 一組Y80/4P電機兩種配合狀態下的噪音數據

[環境噪音20～25dB(A)]

H5/k6[dB(A)] H5/js6[dB(A)]56.1 55.8 49.3 49.2 56 55.8 50.5 50 56.9 57.1 50.5 49.7 55.3 55.7 48.6 49.1 56.1 55.5 49.4 48.8

故選取的軸承內徑配合性質H5/js6是較為理想的，我們在實際測試中振動噪聲也是比較理想的；因此我們認為應將轉子軸承檔公差由K6改為js6[3]。