高速主轴角接触球轴承动刚度分析及测试方法

为了准确测试高速电主轴角接触球轴承的动态支承刚度,提出了采用同步激励的方式在线测量主轴动态支承刚度的方法。通过研究残余振动位移和激励响应位移之间的角度关系,推导出了动态支承刚度测试原理,在型号为150SD40Q7的电主轴上进行了动态刚度测试实验,并和仿真结果进行了对比分析。测试结果和仿真结果变化趋势吻合良好,误差较小,验证了该测试方法的有效性,为主轴动态运行刚度的测试提供了一种可靠方法。     

轴向载荷下高速角接触球轴承运动特性分析

根据Newton运动定律和经典的Euler方程建立了高速角接触球轴承非线性动力学数学模型,通过轴承零件的受力分析,得出轴承内部各零件的动力学微分方程组及绕其自身质心转动的动力学微分方程,针对仅有轴向载荷的情况,采用四阶Runge-Kutta法对微分方程组进行求解,获得了角接触球轴承的动态性能。在此基础上研究了工况参数对高速角接触球轴承中钢球自转角速度、保持架位移以及内圈位移的影响规律。通过与高速角接触球轴承拟动力学对比,表明轴承动力学研究更符合工程实际需求。     

高速精密角接触球轴承刚度计算

在分析轴承受力和变形的基础上 ,根据主轴轴承内部球与沟道接触载荷和接触角 ,提出了一种新的计算轴承径向、轴向和角刚度的方法 ,并分析计算了轴承旋转速度、预紧载荷和内外圈沟道曲率系数对轴承刚度的影响。附图 14幅 ,表 1个 ,参考文献 2篇     

角接触球轴承动刚度的影响因素分析

基于拟静力学建立角接触球轴承受力平衡方程,对轴承动刚度进行数值求解。并以某角接触球轴承为研究对象,分析轴承转速、球材料对轴承动刚度的影响,结果表明:随转速增大,轴承轴向和径向刚度先减小后趋于稳定;球材料变化时,轴承轴向和径向刚度随转速的变化曲线也随之改变,但总体趋势相同。     

预紧高速角接触球轴承运行刚度研究

基于滚动轴承拟静力学分析理论,从微观的角度探讨定位预紧下轴承内外圈位移存在约束时其内部的动力学状态;以B7004轴承为例,分析预紧方式对角接触球轴承运行刚度的影响,并利用电涡流位移传感器、LMS数据采集分析仪等仪器,在12MD60Y6型号电主轴上进行轴承刚度测试,对理论关系进行验证。结果表明:理论值能准确描述轴承运行刚度变化规律;定位预紧相比定压预紧更能提高轴承的支承刚度。     

高速角接触球轴承动态刚度的分析与计算

在Hertz接触理论的基本上，结合Newton-Raphone法，针对定位、定压两种不同的预紧方式，分析计算了轴向力和径向力联合载荷作用下高速角接触球轴承的动态刚度，结果表明：定位预紧下轴向刚度和径向刚度随转速增加而增大；定压预紧下轴向刚度随转速增加而减小，径向刚度随转速增加而增大。     

高速角接触球轴承静态刚度的分析与计算

在Hertz接触理论的基础上，结合Newton-Raphone法，针对定位、定压两种不同的预紧方式，分析计算了轴向力和径向力联合载荷作用下高速角接触球轴承的静态刚度。计算数据表明，轴向刚度的精确计算与简化计算结果相差较大，而径向刚度的精确计算与简化计算值相差不大。     

高速角接触球轴承刚度计算及影响因素分析

在Jones-Harris刚度模型的基础上,建立了一个基于沟道控制理论的五自由度角接触球轴承刚度模型,该模型综合考虑了高转速下球的离心力、陀螺力矩等因素对轴承刚度的影响,应用准静态模型的增量法计算轴承刚度矩阵,并将轴承刚度的计算值与文献中试验值进行对比,验证了该模型的可靠性。在此基础上分析了轴向载荷、径向载荷、轴承转速和安装过盈量等因素对轴承刚度的影响,结果表明:随轴向载荷增大,径向刚度、轴向刚度和角刚度均增大;随径向载荷增大,轴向刚度和角刚度逐渐减小,径向刚度增大;随轴承转速增大,径向刚度减小,轴向刚度和角刚度先减小后趋于稳定;随安装过盈量增大,轴承径向刚度增大,轴向刚度和角刚度先减小后趋于稳定。     

高速角接触陶瓷球轴承径向刚度的分析计算

由于材料特性上的差异,直接用角接触球轴承径向刚度计算公式来计算混合陶瓷球轴承径向刚度会产生较大的误差,因此通过原公式计算值与实验值的对比,提出了混合陶瓷球轴承径向刚度的修正计算公式,并以GMN公司生产的某型号轴承为对象进行了验证,结果表明:修正值与实验值基本保持一致,误差不超过2%,从而提供了一种计算角接触陶瓷球轴承径向静刚度的简便方法.     

角接触球轴承刚度研究

针对角接触球轴承的接触角、轴向力以及轴承刚度之间的关系问题,通过对轴承建立静力平衡方程,对具有不同接触角(其它参数相同)的轴承进行刚度研究。研究表明:在相同轴向力作用下,轴承自由接触角越大,其轴向刚度越大,但轴向位移、径向刚度以及刚度比值(径向刚度/轴向刚度)都越来越小;在相同接触角情况下,轴向力越大,其轴向位移、轴向刚度和径向刚度都越来越大,但其刚度比值会越来越小。     

高速精密角接触球轴承最小预紧载荷计算

提高主轴刚性和旋转精度 ,控制滚动体的公转和自转打滑 ,应对高速精密角接触球轴承施加一定的预紧载荷。不适当预紧载荷使轴承发热增加 ,降低轴承的疲劳寿命和影响主轴的旋转速度。根据机床主轴的使用要求选择合适的预紧载荷非常重要。本文在分析高速精密角接触球轴承钢球受力的基础上 ,给出了球在沟道中不产生陀螺滑动时应施加的最小预紧载荷。附图 3幅 ,表 1个     

角接触球轴承刚度计算与分析

基于沟道控制理论的5自由度拟静力学模型对角接触球轴承进行建模分析,该模型综合考虑了钢球的离心力及陀螺力矩等因素的影响。在该模型的基础上针对轴承静刚度与动刚度采用不同的刚度解析法进行了理论求解,通过与参考值对比,验证了模型的正确性。并利用该模型详细分析了预紧力以及转速对轴承刚度的影响,为角接触球轴承的设计分析提供了参考。     

成对角接触球轴承动刚度分析

为分析成对安装角接触球轴承的刚度特性,建立了角接触球轴承拟静力学分析模型。通过求解成对轴承的非线性方程组,计算成对轴承刚度矩阵。并以成对安装的7210C角接触球轴承为研究对象,分析在2种安装布局下转速、径向力、轴向力、预紧力对成对轴承刚度的影响,结果表明:2种安装布局下成对轴承轴向和径向刚度随转速增大而减小,背靠背安装时成对轴承角刚度远大于面对面安装时的角刚度;背靠背安装时成对轴承刚度随径向力增大而先减小后增大,面对面安装时成对轴承径向和轴向刚度随径向力增大而减小,角刚度逐渐增大;背靠背安装时成对轴承刚度随轴向力增大而先减小后增大,面对面安装时成对轴承径向刚度随轴向力增大而减小,轴向刚度先减小后增大,角刚度逐渐增大;2种安装布局下成对轴承刚度随预紧力增大而增大。     

双列角接触球轴承的载荷分析

基于弹性接触理论,建立了双列角接触球轴承弹性接触模型,利用Neton-Raphson法计算了轴承钢球和滚道的接触载荷,分析了径向载荷、轴向载荷与力矩载荷作用下的接触载荷分布和接触角的变化。结果表明:受纯径向力时,两列轴承的承载情况相同;受纯中心轴向力时,仅单列轴承受载;当外载荷考虑力矩时,两列轴承同时受载,且载荷主要作用在一列轴承上;钢球与内滚道的接触载荷会随着外载荷的增大而增大,但接触角变化情况与它们的接触载荷大小并不直接相关。     

高速角接触球轴承优化设计

运用球轴承拟静力学设计分析方法,引入“套圈滚道控制假说”,建立了高速角接触球轴承多目标函数的优化设计模型和优化算法,采用分层序列和目标综合的方法,开发了高速角接触球轴承优化设计和绘图软件,并获得了７１８、７１９、７（１）０、７（０）２四个系列共计１１３个型号轴承的优化主参数。     

角接触球轴承静态刚度试验

角接触球轴承在径向、轴向以及力矩方向联合载荷作用下,内外圈将产生径向、轴向相对位移及相对倾角。这种弹性相对位移量的大小关系到轴承的使用性能。为了得到角接触球轴承静刚度,提出了角接触球轴承静刚度的测试方法。设计了测量装置,获取施加不同载荷作用下角接触球轴承的静刚度。分析结果表明:随着轴向载荷或径向载荷的增大,轴向变形或径向变形基本上呈现线性增长,轴向刚度和径向刚度呈现非线性增长;随着轴承尺寸的增大,轴承的静态刚度也增大。     

角接触球轴承静态刚度计算

以Jones A B的滚道控制理论为基础,并考虑轴承在轴向负荷、径向负荷和力矩作用下的拟静力学特性,建立角接触球轴承静态刚度的数学模型,借助计算机程序完成刚度的计算。     

角接触球轴承预紧与刚度

讨论了角接触球轴承轴向刚度的计算问题。在获得单列轴承预载荷与刚度基础上,利用轴承载荷、位移和刚度的相互关系确定了多联组配轴承的预载荷与刚度。分析了双联和多联组配轴承预载荷与刚度的相对值,并与SKF和NSK公司进行了对比,结果表明,误差均在3%之内。