CN1948775A - 一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的方法及装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的方法及装置，方法包括建立确定主轴发热和温升热分析模型，对于轴对称结构的温度分布采用圆柱坐标系，确定边界条件；计算主轴前后轴承在不同转速、不同预紧力状态摩擦发热和功率损耗；确定轴承轴向变位和预紧力关系；根据上述计算的数据，选择制作双层隔套的两种热膨胀率相差大的材料，将主轴前端两轴承间的隔套、或轴承与对应的机架之间的隔套换为由两种材料制作的长度不同的双层隔套；隔套热膨胀的伸长量取决于套筒长度，确定套筒轴向尺寸，伸长量要满足对轴承的变位量。本发明能得到比较准确的设计参数，为调节轴承预紧力的装置提供设计参数，该方法和装置简单实用，基本不改变主轴结构而有效调节轴承预紧力。

Description

一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的方法及装置

技术领域

本发明涉及一种克服机床主轴在转速上升过程中摩擦发热产生温度变化，引起轴承预紧力变化限制了机床转速和损害的方法及装置。

背景技术

目前轴承和润滑是影响机床主轴转速范围主要因素，机械式低速强力铣头适合于大扭矩切削，通常采用预加载荷的角接触滚动轴承，工作转速范围比较小。在使用接触式轴承的主轴结构中，主轴转速越高，发热越严重。主轴发热和轴承预紧力有关。预紧力适当时，对主轴轴承精度、刚度、寿命、阻尼和降低噪声的作用比较明显，随着预紧力加大，摩擦增大，发热增加，降低轴承使用寿命。轴承发热的主要原因是由于转速升高作用在轴承滚珠上的离心力和陀螺力矩增加而使摩擦加剧，同时温度升高使轴承热膨胀，增加了预紧力，使摩擦力矩增大。

对于机床成对使用的角接触轴承，调节预紧力的方法是调节轴承内外圈的相对轴向位置。自动调节的原理是将温度变化作为调节控制量，采用机械方法推动轴承内圈和外圈轴向产生相对微小位移，改变预紧力。目前已知的预紧力自调节方法有两类，一类是基于测量反馈闭环控制方式的液压预紧力自调节、压电陶瓷预紧力自调节等方法；另一类是根据温度的变化利用材料或介质的热特性进行调节，如温度敏感液体驱动调节和金属材料热伸长特性调节等方法。利用金属材料的热特性，调节轴承预紧力的方法结构简单，基本不改变主轴结构。但是设计参数很难确定，因此应用不多。

发明内容

本发明的目的是提供一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的方法及装置，该方法能得到比较准确的设计参数，为调节轴承预紧力的装置提供设计参数，该方法和装置简单实用，基本不改变主轴结构而有效调节轴承预紧力。

为此，本发明方法包括步骤如下：

(1)建立确定主轴发热和温升热分析模型，对于轴对称结构的温度分布采用圆柱坐标系，确定边界条件：

设定物体与外界接触边界上的温度T₀为已知，导热系数为λ，设边界外法线方向热通量q₀为已知，且T/n＝-q₀/λ为常数，介质与物体间的热交换系数为a，则确定在边界上的热交换条件：

λ(T/n)＝a(T₀-T)

然后求得单元温度刚性矩阵{k_t}e和总温度矩阵[T]，建立主轴有限元模型，模型单元由面旋转成体，划分网格建立的有限元模型计算方法；

热参数计算为，设轴承功率损耗P为主轴上热流率：

P＝M₁×(n×2×π/60)×10^-3     (W)

M₁-轴承摩擦力矩，n-主轴转速。

摩擦力矩M为：

M＝M₀+M₁  N·mm

M₀-由润滑剂引起的流体动力损耗，与润滑剂粘度和润滑剂的量及速度有关

主轴导热过程包括轴向和径向导热，选取导热系数和对流换热系数后可以进行发热量和温度场求解，轴承功率损耗为发热源，在轴承支承处按照热流密度进行加载，其余边界按对流换热边界条件处理；

(2)计算主轴前后轴承在不同转速、不同预紧力状态摩擦发热和功率损耗；

(3)确定轴承轴向变位和预紧力，关糸式为：

E＝K_aF_a ^2/3

式中：E——轴承内、外圈轴向相对错移量，即轴承的轴向变位；

F_a——作用于轴承上的轴向预紧力；

K_a——轴承的弹性变形系数，通过这种关系得到轴承预紧力和材料热伸长量的计算数值；

(4)根据上述计算的数据，选择制作双层隔套的两种热膨胀率相差大的材料，将主轴前端两轴承间的隔套、或轴承与对应的机架之间的隔套换为由两种材料制作的长度不同的双层隔套，两种材料的热膨胀率相差大，且热膨胀率大的轴套常温时轴向尺寸较小，在低温时，热膨胀率小的长套筒(1)顶住轴承内圈，对轴承施加预紧载荷，随着转速增加，温度升高，热膨胀率大的短套筒(2)伸长后超出长套筒的长度，推动轴承内圈产生一定变位，控制预紧载荷不会因发热伸长而增大；

(5)隔套热膨胀的伸长量取决于套筒长度，确定套筒轴向尺寸，伸长量要满足对轴承的变位量，根据前面介绍的发热计算方法和结果，套筒长度计算如下：

确定套筒等长时温度T_d及轴承工作温度范围T₀，通常，T_d＜T₀。

计算达到轴承允许工作温度临界值的最低转速n₁下温度降至T_m时的预紧力F_T，取T_d＜T_m＜T₀；计算热膨胀率大的短套筒作用后轴承所受预紧载荷和所要求的轴承预紧变位量E。

设L_l和L_g分别为热膨胀率较大的短套筒长度，a_l和a_g为对应热膨胀系数，伸长量由

下式计算：

E＝L_la_l(T_m-T_t)+L_l-L_ga_g(T_m-T_t)-L_g

L_la_l×(T-T_t)+L_l＝L_ga_g(T-T_t)+L_g

式中T_m是在未改变预紧载荷时转速为n₁时的温度，T_t是环境温度，由联立方程组可解出两种材料套筒的设计长度L_l和L_g。

当T＜T_d，L_g＞L_l，由长套筒施加预紧载荷，当T＞T_d，L_g＜L_l，短套筒对轴承施加预紧载荷，

当T＞T_d，L_g＜L_l，轴承内外圈产生附加变位E，预紧载荷减小，

轴承必须在最小预紧载荷F_q下才能正常工作，根据计算轴承处于最小预紧载荷时预紧载荷减小的最大量及对应套筒的伸长量，可计算套筒所允许的最高工作温度T_q。

一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的装置为：隔套呈圆环形，隔套为双层隔套，隔套由热膨胀率大的短套筒和热膨胀率小的长套筒套设而成，隔套位于主轴两轴承之间，或轴承与对应的机架之间。

热膨胀率较小的长套筒套固在热膨胀率较大的短套筒外，膨胀率小的长套筒长度大于膨胀率大的短套筒长度。

本发明的优点是该方法能得到比较准确的设计参数，为调节轴承预紧力的装置提供设计参数，该方法和装置简单实用，基本不改变主轴结构而有效调节轴承预紧力。本发明几乎在不改变机床结构的情况下实现功能，其实用价值较大。实验证明本发明能够从原理较为容易地进入实用。

附图说明

图1为本发明的装置使用状态示意图

图2为本发明的划分有限元的主轴微预紧状态下2000r/min节点温度分布示意图

图3为各种预紧载荷下主轴温度-转速曲线图

图4为各种转速下主轴温度-预紧力曲线图

图5为铝套和钢套的受热伸长量对比图

图6为中预紧开始调节的温度-转速曲线图

图7为从重预紧载荷开始调节的温度-转速曲线图

图8为用油雾润滑后套筒设计及调节计算曲线图

图9为本发明的装置结构示意图

具体实施方案

如图1至图9所示，轴承发热的主要原因是由于转速升高作用在轴承滚珠上的离心力和陀螺力矩增加而使摩擦加剧，同时温度升高使轴承热膨胀，增加了预紧力，使摩擦力矩增大。

轴承预紧力自动调节的第一步是确定主轴发热和温升计算方法。

(1)建立确定主轴发热和温升热分析模型，对于轴对称结构的温度分布采用圆柱坐标系，确定边界条件：

建立热分析模型：引起主轴温升的主要因素是滚动轴承的摩擦力矩及主轴的导热、散热条件等。主轴上有3个7018C，2个7016C轴承。建立有限元模型进行主轴热分析，主要是确定模型的网格划分和计算导热系数、热流率及对流换热系数等参数。

主轴轴承发热属于渐变温度场，开始具有明显的不定态特征，但随时间的推移，最终可转化为稳态传热过程。主轴及轴承在有限元法分析中，对于轴对称结构的温度分布采用圆柱坐标系，确定边界条件：

设定物体与外界接触边界上的温度T₀为已知；导热系数为λ，设边界外法线方向热通量q₀为已知，且T/n＝-q₀/λ为常数，介质与物体间的热交换系数为a，则确定在边界上的热交换条件：

λ(T/n)＝a(T₀-T)                            (1)

然后求得单元温度刚性矩阵{k_g}^e和总温度矩阵[T]。建立主轴有限元模型，模型单元由面旋转成体，划分网格建立的有限元模型如图2所示。

热参数计算：轴承的热量产生及热传导过程比较复杂，需做一些简化。设轴承转动时产生的热量主要来自于轴承的滚动摩擦。忽略其它比较小的摩擦影响，例如接触区域内的差动滑动和旋转滑动，保持架与引导套圈间的滑动，润滑剂的粘性摩擦等。

设轴承功率损耗P为主轴上热流率：

P＝M₁×(n×2×π/60)×10^-3    (W)              (2)

M₁-轴承摩擦力矩，n-主轴转速。

摩擦力矩M为：

M＝M₀+M₁    N·mm                              (3)

M₀--由润滑剂引起的流体动力损耗，与润滑剂粘度和润滑剂的量及速度有关。

主轴导热过程包括轴向和径向导热。选取导热系数和对流换热系数后可以进行发热量和温度场求解。

轴承功率损耗为发热源，在轴承支承处按照热流密度进行加载。其余边界按对流换热边界条件处理。计算主轴前后轴承在不同转速、不同预紧力状态摩擦发热和功率损耗。

2000r/min微预紧下主轴温度分布如图2所示，在各种转速下的功率损耗和热流率以及温升见表1。同样方法，可以计算出主轴轴承在微、轻、中、重预紧载荷作用下主轴的温度分布、功率损耗。

表1轴承微预紧各转速下功率损耗和温度分布：

转速r/min	1000	2000	3000	4000	5000	6000
							前轴承功率损耗W	16.88	41.24	71.28	106.25	145.68	189.27
后轴承功率损耗W	12.23	29.76	51.31	76.35	104.56	135.70
							温度(前轴承处)℃	32.45	50.72	83.15	124.38	171.69	224.97

同样方法计算可以得到各种预紧载荷作用下，在主轴前轴承处温度-转速曲线和各转速下温度-预紧载荷几组曲线如图3，图4所示。

由曲线可知，主轴温升和预紧载荷和转速有关。减小预紧力可降低主轴温度，调节预紧力能够改善主轴在一定转速范围内温度分布。

改变润滑方式可以改善摩擦发热，在不同的润滑条件下可计算得到各种结果，用油雾润滑改变摩擦系数在微预紧下状态下计算结果如下：

表2轴承在微预紧下功率损耗及温度分布

主轴转速r/min	1000	2000	3000	4000	5000	6000
							前轴承功率损耗W	7.9233	22.0247	40.8099	63.6637	90.207	120.1727
后轴承功率损耗W	5.4677	15.3099	28.4685	44.5081	63.160	84.2353
							平均温度(前轴承处)℃	9.26	25.82	31.52	74.98	106.54	142.58

表中计算结果表明，在主轴相同位置，和普通油脂润滑相比，采用油雾润滑发热减少，温度降低。角接触球轴承轴向变位与载荷关系计算：在机床主轴结构中，为了保证刚度通常采用定位预紧。轴承轴向变位和预紧力具有确定的关系：

        E＝K_aF_a ^2/3                                                  (4)

式中：E——轴承内、外圈轴向相对错移量，即轴承的轴向变位，mm；

F_a——作用于轴承上的轴向预紧力，N；

K_a——轴承的弹性变形系数。对角接触球轴承，因实际接触角是随轴向负荷而变化的，所以不是常数。通过这种关系得到轴承预紧力和材料热伸长量的计算数值。

如图1和图9所示，一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的装置为：隔套呈圆环形，隔套为双层隔套，隔套由热膨胀率大的短套筒2和热膨胀率小的长套筒1套设而成，隔套位于主轴3两轴承之间，或轴承与对应的机架之间。隔套厚度与轴承内圈厚度基本相同，并同设在主轴上，热膨胀率较小的长套筒套固在热膨胀率较大的短套筒外，膨胀率小的长套筒长度大于膨胀率大的短套筒长度。

在成对使用的角接触球轴承结构中，将主轴3前端两轴承间的隔套换为由两种材料制作的长度不同的双层隔套。两种材料的热膨胀率相差较大，且热膨胀率大的轴套常温时轴向尺寸较小。在低温时，长套筒1顶住轴承内圈，对轴承施加预紧载荷。随着转速增加，温度升高，热膨胀率较大的短套筒2伸长后超出长套筒1的长度，推动轴承内圈产生一定变位，控制预紧载荷不会因发热伸长而增大。例如，热膨胀系数小的长套筒选用钢材料，位于隔套外层，内层选用热膨胀系数大的铝合金作为短套筒。

两种套筒材料的热膨胀率选择要合适，在温度上升范围内伸长接近或等于需要减小预紧力的轴承变位量。也不能过大，导致预紧载荷低于最小预紧量。根据结构要求，轴向尺寸不宜太大。钢和铝合金是比较合适的选择。铝合金的热膨胀系数是钢的2倍，基本能满足上述伸长量的要求。为增加铝合金套内孔的表面硬度和耐磨性，可在内孔镀镍。

热膨胀的伸长量取决于套筒长度，主要问题是确定套筒轴向尺寸，伸长量要求满足对轴承的变位量，达到调节预紧力的目的。

根据前面介绍的发热计算方法和结果，套筒长度计算如下：

1)确定套筒等长时温度T_d及轴承工作温度范围T₀，通常，T_d＜T₀。

2)计算达到轴承允许工作温度临界值的最低转速n₁下温度降至T_m时的预紧力F_T。取T_d＜T_m＜T₀；计算铝合金套筒作用后轴承所受预紧载荷和所要求的轴承预紧变位量E。

3)设L_l和L_g分别为铝和钢套长度，a_l和a_g为对应热膨胀系数。伸长量由下式计算：

E＝L_la_l(T_m-T_t)+L_l-L_ga_g(T_m-T_t)-L_g                            (5)

L_la_l×(T-T_t)+L_l＝L_ga_g(T-T_t)+L_g                                 (6)

式中T_m是在未改变预紧载荷时转速为n₁时的温度。T_t是环境温度。由联立方程组可解出两种材料套筒的设计长度L_l和L_g。

当T＜T_d，L_g＞L_l，由钢套施加预紧载荷。当T＞T_d，L_g＜L_l，铝套对轴承施加预紧载荷。

当T＞T_d，L_g＜L_l，轴承内外圈产生附加变位E，预紧载荷减小。

由于轴承必须在最小预紧载荷F_q下才能正常工作，根据计算轴承处于最小预紧载荷时预紧载荷减小的最大量及对应套筒的伸长量，可计算套筒所允许的最高工作温度T_q。

本发明仿真计算结果如下：

1)如图6所示，从中预紧开始调节的计算的套筒尺寸和轴承预紧力自动调节仿真结果：

                                表3  套筒计算尺寸

钢套长度mm	铝合金套长度mm	套筒长度差μm(最高温度)	两套筒等长时长度mm
				48.6045	48.5911	13.36	48.6178

                                表4   仿真计算结果

主轴转速(r/min)	1000	2000	2300	2600	2800
						调节前温度(℃)	38.17	85.36	100.91	117.13	128.32
加调节后温度(℃)	38.17	50	55.97	56.57	62.63
						调节后预紧载荷(N)	1100	585	484.13	224.72	274.22
允许最高温度(℃)	77.95	77.95	77.95	77.95	77.95

2)如图7所示，从重预紧开始调节的计算的套筒尺寸和轴承预紧力自动调节仿真结果：

                       表5   套筒计算尺寸

钢套长度mm	铝合金套长度mm	套筒长度差μm	等长时长度mm
				62.4395	62.4292	102.99	62.4498

                           表6  加入调节后仿真计算结果

主轴转速(r/min)	200	400	800	1000	1200	1300
							调节前温度(℃)	16.65	33.30	58.41	85.11	103.83	113.23
加调节后温度(℃)	16.65	33.30	40	52.29	43.82	92.74
							调节后预紧载荷(N)	2200	2200	1630	1309	1018	1968
允许最高温度(℃)	85.44	85.44	85.44	85.45	85.45	85.45

3)如图8所示，用油雾润滑后套筒设计及调节结果

改变润滑可以改变发热情况，采用油雾润滑做了仿真计算。

润滑油粘度V＝6，初始预紧力为轻预紧，计算结果见表7，表8。调节后主轴温度变化曲线如图8所示。

                                      表7  套筒尺寸

钢套长度mm	铝合金套长度mm	套筒长度差μm(最高温度)	两套筒等长时长mm(35℃)
				56.432539	56.429436	31.04	56.441850

                         表8     仿真计算结果

主轴转速(r/min)	1000	2000	2500	3000	3500	4000
							调节前温度(℃)	18.58	44.50	59.63	76.07	93.77	112.71
调节后温度(℃)	18.58	33.61	41.81	45.32	55.25	65.40
							调节后预紧载荷(N)	550	277	354.2	99.6	101.8	101.8
允许最高温度(℃)	59.80	59.90	59.9	60.01	60.01	60.01

由以上分析计算及图表可见，采用这种结构可以在一定转速范围内对轴承及主轴工作环境改善。中预紧在1000～2800r/min的转速范围内的主轴温度分布明显改善，使轴承工作温度从超过100℃降到50～60℃，重预紧在1300r/min以下效果好。改变润滑，油雾润滑可使转速达到4000r/min依然有效果。计算结果说明，在各种预紧和润滑情况下均能够在一定速度范围内实现轴承预紧力自动调节。

总之，本发明能得到比较准确的设计参数，为调节轴承预紧力的装置提供设计参数，该方法和装置简单实用，基本不改变主轴结构而有效调节轴承预紧力。本发明几乎在不改变机床结构的情况下实现功能，其实用价值较大。

Claims (3)

1、一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的方法，其特征在于：包括步骤如下：

(1)建立确定主轴发热和温升热分析模型，对于轴对称结构的温度分布采用圆柱坐标系，确定边界条件：

设定物体与外界接触边界上的温度T₀为已知，导热系数为λ，设边界外法线方向热通量q₀为已知，且T/n_|τ＝-q₀/λ为常数，介质与物体间的热交换系数为a，则确定在边界上的热交换条件：

                        λ(T/n)＝a(T₀-T)

然后求得单元温度刚性矩阵{k_t}^e和总温度矩阵[T]，建立主轴有限元模型，模型单元由面旋转成体，划分网格建立的有限元模型计算方法；

热参数计算为，设轴承功率损耗P为主轴上热流率：

                   P＝M₁×(n×2×π/60)×10^-3    (W)

M₁-轴承摩擦力矩，n-主轴转速。

摩擦力矩M为：

                            M＝M₀+M₁N·mm

M₀-由润滑剂引起的流体动力损耗，与润滑剂粘度和润滑剂的量及速度有关

主轴导热过程包括轴向和径向导热，选取导热系数和对流换热系数后可以进行发热量和温度场求解，轴承功率损耗为发热源，在轴承支承处按照热流密度进行加载，其余边界按对流换热边界条件处理；

(2)计算主轴前后轴承在不同转速、不同预紧力状态摩擦发热和功率损耗；

(3)确定轴承轴向变位和预紧力，关糸式为：

                              E＝K_aF_a ^2/3

式中：E--轴承内、外圈轴向相对错移量，即轴承的轴向变位；

      F_a--作用于轴承上的轴向预紧力；

      K_a--轴承的弹性变形系数，通过这种关系得到轴承预紧力和材料热伸长量的计算数值；

(4)根据上述计算的数据，选择制作双层隔套的两种热膨胀率相差大的材料，将主轴前端两轴承间的隔套、或轴承与对应的机架之间的隔套换为由两种材料制作的长度不同的双层隔套，两种材料的热膨胀率相差大，且热膨胀率大的轴套常温时轴向尺寸较小，在低温时，热膨胀率小的长套筒(1)顶住轴承内圈，对轴承施加预紧载荷，随着转速增加，温度升高，热膨胀率大的短套筒(2)伸长后超出长套筒的长度，推动轴承内圈产生一定变位，控制预紧载荷不会因发热伸长而增大；

(5)隔套热膨胀的伸长量取决于套筒长度，确定套筒轴向尺寸，伸长量要满足对轴承的变位量，根据前面介绍的发热计算方法和结果，套筒长度计算如下：

确定套筒等长时温度T_d及轴承工作温度范围T₀，通常，T_d＜T₀。

计算达到轴承允许工作温度临界值的最低转速n₁下温度降至T_m时的预紧力F_T，取T_d＜T_m＜T₀；计算热膨胀率大的短套筒作用后轴承所受预紧载荷和所要求的轴承预紧变位量E。

设L₁和L_g分别为热膨胀率较大的短套筒长度，a₁和a_g为对应热膨胀系数，伸长量由下式计算：

                   E＝L₁a₁(T_m-T_t)+L1-L_ga_g(T_m-T_t)-L_g

                   L₁a₁×(T-T_t)+L₁＝L_ga_g(T-T_t)+L_g

式中T_m是在未改变预紧载荷时转速为n₁时的温度，T_t是环境温度，由联立方程组可解出两种材料套筒的设计长度L₁和L_g。

当T＜T_d，L_g＞L₁，由长套筒施加预紧载荷，当T＞T_d，L_g＜L₁，短套筒对轴承施加预紧载荷，

当T＞T_d，L_g＜L₁，轴承内外圈产生附加变位E，预紧载荷减小，

轴承必须在最小预紧载荷F_q下才能正常工作，根据计算轴承处于最小预紧载荷时预紧载荷减小的最大量及对应套筒的伸长量，可计算套筒所允许的最高工作温度T_q。

2、一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的装置，其特征在于：隔套呈圆环形，隔套为双层隔套，隔套由热膨胀率大的短套筒和热膨胀率小的长套筒套设而成，隔套位于主轴两轴承之间，或轴承与对应的机架之间。

3、按权利要求1所述的一种利用金属材料的热特性调节轴承预紧力的装置，其特征在于：热膨胀率较小的长套筒套固在热膨胀率较大的短套筒外，膨胀率小的长套筒长度大于膨胀率大的短套筒长度。

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