王延忠，張東彬，鄂世元，馬新忠，鄭昊天

(1.北京航空航天大學(xué)，北京 100191；2.洛陽(yáng)軸承研究所有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039)

滾動(dòng)軸承是機(jī)械系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件，提高軸承可靠性的研究仍屬于國(guó)家發(fā)展研究方向的重點(diǎn)。開(kāi)展?jié)L動(dòng)軸承動(dòng)態(tài)可靠性設(shè)計(jì)方法研究，需要進(jìn)行滾動(dòng)軸承的振動(dòng)試驗(yàn)，通過(guò)試驗(yàn)機(jī)的振動(dòng)系統(tǒng)模擬滾動(dòng)軸承實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中的復(fù)雜振動(dòng)工況，進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)并獲得滾動(dòng)軸承的性能參數(shù)，以對(duì)軸承的動(dòng)態(tài)失效原理和可靠性設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，從而指導(dǎo)軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，提高軸承的可靠性。

1 軸承振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)的總體結(jié)構(gòu)

軸承振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)用于航空航天、高鐵、機(jī)床滾動(dòng)軸承(角接觸球軸承、深溝球軸承、圓柱滾子軸承)的動(dòng)態(tài)可靠性試驗(yàn)，如軸承壽命試驗(yàn)、載荷譜循環(huán)試驗(yàn)、振動(dòng)特性試驗(yàn)及潤(rùn)滑特性試驗(yàn)等[1]。

試驗(yàn)機(jī)主要包括主體、加載系統(tǒng)、振動(dòng)系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、測(cè)控系統(tǒng)及輔助設(shè)備。試驗(yàn)機(jī)工作原理及三維模型分別如圖1、圖2所示。

圖1 振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)工作原理示意圖Fig.1 Working principle diagram of vibration tester

圖2 振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)三維模型Fig.2 Three-dimensional model of vibration tester

1.1 試驗(yàn)機(jī)主體設(shè)計(jì)

軸承試驗(yàn)機(jī)的主體結(jié)構(gòu)如圖3所示，采用2個(gè)支點(diǎn)支承的橋型結(jié)構(gòu)，可同時(shí)試驗(yàn)2套軸承。主軸上安裝有4套軸承，左右兩端的試驗(yàn)軸承作為支承點(diǎn)，中端的2套陪試軸承為徑向載荷作用點(diǎn)。其中，2套陪試軸承選擇型號(hào)相同，具有較高極限轉(zhuǎn)速和承載能力的雙列圓柱滾子軸承。對(duì)于不同型號(hào)及不同內(nèi)徑的試驗(yàn)軸承，試驗(yàn)機(jī)的外殼體與軸向、徑向載荷加載器共用，只需更換不同的主軸及相應(yīng)的軸承內(nèi)外圈調(diào)整套。

1—軸向加載器；2—試驗(yàn)機(jī)殼體；3，6—試驗(yàn)軸承；4—徑向加載器；5—陪試軸承；7—主軸；8—支架圖3 試驗(yàn)機(jī)主體結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Main structure diagram of tester

1.2 振動(dòng)系統(tǒng)

振動(dòng)系統(tǒng)能夠根據(jù)輸入的信號(hào)源數(shù)據(jù)輸出相應(yīng)的模擬振動(dòng)激勵(lì)，對(duì)試驗(yàn)軸承施加軸向和徑向的振動(dòng)激勵(lì)，模擬試驗(yàn)軸承的實(shí)際振動(dòng)工況,并對(duì)振動(dòng)臺(tái)的模擬振動(dòng)進(jìn)行實(shí)時(shí)檢測(cè)。

振動(dòng)系統(tǒng)主要包括波形發(fā)生器、功率放大器、振動(dòng)發(fā)生器、頂桿等。振動(dòng)發(fā)生器(圖4a)為電動(dòng)式激振器，其恒定磁場(chǎng)由通入勵(lì)磁線圈的直流電產(chǎn)生，功率放大器產(chǎn)生的試驗(yàn)電流通入動(dòng)線圈，動(dòng)線圈受到周期變化的電磁激勵(lì)力的作用帶動(dòng)激勵(lì)桿作往復(fù)運(yùn)動(dòng)。激振器主要參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 激振器主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of vibration exciter

如圖4b所示，主軸中段安裝有陪試軸承和陪試軸承套，陪試軸承套為外部載荷、振動(dòng)激勵(lì)的受力件，將載荷、振動(dòng)激勵(lì)通過(guò)陪試軸承傳遞到主軸。如圖4c所示，軸向激勵(lì)桿末端的圓環(huán)固定在徑向激勵(lì)桿上，徑向激勵(lì)桿末端與陪試軸承套采用螺紋連接，軸向振動(dòng)激勵(lì)Fva和徑向振動(dòng)激勵(lì)Fvr通過(guò)軸向激勵(lì)桿作用于陪試軸承套并通過(guò)陪試軸承將振動(dòng)激勵(lì)傳遞到轉(zhuǎn)動(dòng)的主軸，使主軸產(chǎn)生軸向振動(dòng)位移Ua和徑向振動(dòng)位移Ur，最終實(shí)現(xiàn)對(duì)試驗(yàn)軸承內(nèi)圈振動(dòng)激勵(lì)的施加。

圖4 振動(dòng)系統(tǒng)示意圖Fig.4 Diagram of vibration system

1.3 潤(rùn)滑系統(tǒng)

試驗(yàn)機(jī)最高設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為10 000 r/min，根據(jù)試驗(yàn)軸承應(yīng)用場(chǎng)景和具體試驗(yàn)工況，試驗(yàn)軸承和陪試軸承采用油氣潤(rùn)滑或脂潤(rùn)滑。

油氣潤(rùn)滑的供油量為

Q=DBc，

(1)

式中：Q為軸承的耗油量，mm3/h；D為軸承外徑，mm；B為軸承寬度，mm；c為形狀修正系數(shù)，其中角接觸球軸承c=0.01，一般球軸承c=0.02，滾子軸承c=0.03[2]。該公式基于經(jīng)驗(yàn)得到，其計(jì)算值僅作為基準(zhǔn)參考值，實(shí)際供油量需在試驗(yàn)中根據(jù)具體情況調(diào)整確定。

壓縮空氣采用連續(xù)供給，平均每個(gè)潤(rùn)滑點(diǎn)耗氣量參考值為1.5 m3/h，實(shí)際供氣量根據(jù)潤(rùn)滑狀況進(jìn)行調(diào)整。

陪試軸承為雙列圓柱滾子軸承，可通過(guò)軸承外圈供油孔潤(rùn)滑，通過(guò)噴嘴結(jié)構(gòu)對(duì)試驗(yàn)軸承進(jìn)行點(diǎn)對(duì)點(diǎn)潤(rùn)滑，潤(rùn)滑供油裝置如圖5所示。

1，6—噴油嘴；2，3，4，5—輸油管；7，14—試驗(yàn)軸承套；8—主軸；9，13—試驗(yàn)軸承；10，12—陪試軸承；11—陪試軸承套圖5 軸承潤(rùn)滑供油示意圖Fig.5 Diagram of lubrication oil supply for bearing

1.4 加載系統(tǒng)

試驗(yàn)軸承的徑向加載和軸向加載均采用液壓比例加載方式，如圖6所示，比例溢流閥控制方法較為簡(jiǎn)單，控制精度較高，控制液壓時(shí)無(wú)需啟動(dòng)油泵，液壓系統(tǒng)壓力穩(wěn)定。液壓系統(tǒng)的壓力傳感器選型時(shí)，應(yīng)確保液壓系統(tǒng)壓力的有效工作區(qū)間在其工作范圍的中壓力區(qū)，從而使傳感器具有較高的精度，加載系統(tǒng)具有良好的穩(wěn)定性。

圖6 比例加載系統(tǒng)原理圖Fig.6 Principle diagram of proportional loading system

1.5 測(cè)控系統(tǒng)

試驗(yàn)機(jī)測(cè)控系統(tǒng)包括傳感器信號(hào)源、信號(hào)調(diào)理器、數(shù)據(jù)采集卡、工控機(jī)等。試驗(yàn)機(jī)以工控機(jī)為中心，溫度、壓力、振動(dòng)、轉(zhuǎn)速等傳感器信號(hào)經(jīng)信號(hào)調(diào)理傳輸?shù)綌?shù)據(jù)采集中心，進(jìn)行數(shù)據(jù)處理后傳送到工控機(jī)存儲(chǔ)和輸出。試驗(yàn)過(guò)程中需要對(duì)試驗(yàn)軸承和陪試軸承的振動(dòng)、溫度進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)。

振動(dòng)監(jiān)測(cè)裝置為三軸壓電式加速度傳感器，溫度監(jiān)測(cè)裝置為鉑電阻溫度傳感器，傳感器指標(biāo)參數(shù)見(jiàn)表2(表中的g為重力加速度)。傳感器的安裝位置如圖7所示，其中V1，V2，V3分別為試驗(yàn)軸承1、陪試軸承、試驗(yàn)軸承2的振動(dòng)；T1，T2，T3，T4分別為試驗(yàn)軸承1、陪試軸承1、陪試軸承2、試驗(yàn)軸承2的溫度。

表2 傳感器指標(biāo)參數(shù)Tab.2 Index parameter of sensors

圖7 軸承傳感器安裝位置示意圖Fig.7 Diagram of installation position of bearing sensors

2 設(shè)計(jì)計(jì)算

2.1 主軸的設(shè)計(jì)

2.1.1 強(qiáng)度

主軸主要承受徑向載荷，對(duì)其彎曲強(qiáng)度有較高要求，因此主軸采用實(shí)心軸結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)及受力如圖8所示。

圖8 試驗(yàn)機(jī)主軸結(jié)構(gòu)示意圖Fig.8 Structure diagram of tester spindle

主軸承受最大徑向力為Fr=100 kN，計(jì)算得主軸最大彎矩M=4 200 N·m。

軸的強(qiáng)度校驗(yàn)公式為[3]

(2)

式中：σ為主軸最大彎曲應(yīng)力，MPa；W為抗彎截面系數(shù)，mm3；[σ-1]為材料許用彎曲應(yīng)力，MPa；d為軸的截面直徑，mm。

計(jì)算可得，軸的最小材料許用彎曲應(yīng)力為257.14 MPa，因此主軸材料宜選用高強(qiáng)度合金鋼。

2.1.2 臨界轉(zhuǎn)速

為確保振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)安全運(yùn)行，主軸的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)避開(kāi)其臨界轉(zhuǎn)速且應(yīng)該在各階臨界轉(zhuǎn)速一定范圍之外。軸的1階臨界轉(zhuǎn)速為

(3)

式中：λ1為支座形式系數(shù)，取9.87[5]；E為軸材料的彈性模量；I為軸截面的慣性矩，mm4；G0為軸所受的重力，N；L為軸長(zhǎng)度，mm。

計(jì)算可得，主軸的最小1階臨界轉(zhuǎn)速ncr1=42 942.17 r/min，而振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)主軸的最高轉(zhuǎn)速n為10 000 r/min，遠(yuǎn)小于0.75ncr1(32 206.63 r/min)，因此振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)主軸可以穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)[4]。

2.2 螺栓的設(shè)計(jì)

試驗(yàn)機(jī)主體與臺(tái)面采用4個(gè)鉸制孔螺栓連接，試驗(yàn)機(jī)主體受到水平方向的徑向載荷(50 kN)和軸向載荷(20 kN)，因此，單個(gè)螺栓承受的工作剪切力F1=13.46 kN。

螺栓直徑為

(4)

式中：K為螺栓剪切安全系數(shù)，取4；σs為螺栓材料屈服點(diǎn)，Q235鋼為240 MPa。

計(jì)算可得螺栓直徑dM>16.90 mm，因此試驗(yàn)機(jī)主體與臺(tái)面的連接螺栓選用M18。

3 仿真分析

3.1 零部件受力仿真

為驗(yàn)證振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的合理性，對(duì)振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)的主軸、軸向支撐端蓋、徑向加載桿這幾個(gè)重要受力部件進(jìn)行有限元仿真分析[6]，結(jié)果如圖9所示。

圖9 振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)零部件的應(yīng)力和變形云圖Fig.9 Nephogram of stress and deformation for parts of vibration tester

分析振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)零部件的應(yīng)力和變形云圖可知：主軸承受100 kN的最大徑向載荷和20 kN的最大軸向載荷時(shí)，產(chǎn)生的應(yīng)力為294.6 MPa，最大變形量為0.11 mm；軸向支撐端蓋在受到20 kN的最大軸向載荷時(shí)，產(chǎn)生的應(yīng)力為141.2 MPa，最大變形量為0.04 mm；徑向加載桿在受到100 kN的最大軸向載荷時(shí)，產(chǎn)生的應(yīng)力為105.2 MPa，最大變形量為0.04 mm；這3個(gè)受力部件所產(chǎn)生的應(yīng)力均低于其材料許用應(yīng)力(330 MPa)，變形量也小于使用誤差(0.2 mm)，滿足強(qiáng)度和使用誤差的要求。

3.2 振動(dòng)激勵(lì)與靜載荷耦合仿真

為分析試驗(yàn)軸承軸向、徑向振動(dòng)激勵(lì)與徑向靜載荷之間的耦合關(guān)系，利用ABAQUS對(duì)試驗(yàn)機(jī)主體受載部件和軸承進(jìn)行了有限元仿真分析。仿真部件結(jié)構(gòu)如圖10所示，使用了2套6208軸承作為試驗(yàn)軸承，軸向振動(dòng)激勵(lì)Fva、徑向振動(dòng)激勵(lì)Fvr均采用標(biāo)準(zhǔn)正弦波信號(hào)源，周期為0.01 s。

圖10 試驗(yàn)機(jī)主體受載部件示意圖Fig.10 Diagram of loaded parts of main body of tester

不同徑向振動(dòng)激勵(lì)Fvr和徑向靜載荷Fr作用下，試驗(yàn)軸承內(nèi)圈的徑向振動(dòng)位移如圖11所示，由圖可知：試驗(yàn)軸承的徑向位移呈周期性變化，與正弦波振動(dòng)激勵(lì)信號(hào)基本吻合，可實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)軸承外部徑向振動(dòng)的模擬；徑向振動(dòng)幅值與最大徑向振動(dòng)激勵(lì)正相關(guān)，與垂直方向上的徑向靜載荷負(fù)相關(guān)。

圖11 不同徑向復(fù)合載荷對(duì)試驗(yàn)軸承徑向振動(dòng)的影響Fig.11 Influence of different radial combined loads on radial vibration of test bearings

圖12 軸向振動(dòng)對(duì)試驗(yàn)軸承徑向振動(dòng)的影響Fig.12 Influence of axial vibration on radial vibration of test bearing

圖13 徑向振動(dòng)對(duì)試驗(yàn)軸承軸向振動(dòng)的影響Fig.13 Influence of radial vibration on axial vibration of test bearings

綜上所述，在徑向靜載荷作用下，能夠通過(guò)外部激振器施加的振動(dòng)激勵(lì)實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)軸承外部振動(dòng)的模擬。

4 結(jié)束語(yǔ)

開(kāi)發(fā)的滾動(dòng)軸承振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)整合了機(jī)械、振動(dòng)、潤(rùn)滑、加載、測(cè)控等模塊，能夠滿足軸承振動(dòng)試驗(yàn)的功能要求，并且具有較高的精度和可靠性。通過(guò)仿真分析了試驗(yàn)軸承軸向、徑向振動(dòng)激勵(lì)與徑向靜載荷之間的耦合作用效果，驗(yàn)證了試驗(yàn)機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)方案的可行性。目前，該滾動(dòng)軸承振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)僅是針對(duì)試驗(yàn)軸承內(nèi)圈施加振動(dòng)激勵(lì)，有待增設(shè)整體激振方案，從而實(shí)現(xiàn)軸承內(nèi)外圈多元振動(dòng)工況的模擬。