转子振动实验台轴承座设计＊

叶振环，吴金明

转子振动实验台轴承座设计＊

叶振环，吴金明

（遵义师范学院 工学院，贵州 遵义 563006）

滚动轴承作为旋转机械中重要的零部件，其性能测试主要依靠台架试验完成。为满足通过转子振动实验台完成滚动轴承性能测试的需求，对部分转子变更为被试轴承后需添加的轴承座进行了设计。基于转子实验台的结构特点、轴承装配要求，设计出了结构合理的轴承座，并进行了强度和刚度分析。

转子实验台；轴承座；结构设计；有限元分析

国内外在轴承座方面的研究颇多，这些研究大多集中在对某个设备的非标轴承座上，非标轴承座的生产工艺、设计方案也在不断改善[1-3]。这些针对性研究主要是对轴承座进行工艺分析[4]、强度分析[5]、结构设计[6]、三维建模[7]、有限元分析[8]、公差配合与加工控制[9]等方面的研究。然而，在这些非标轴承座的设计中，没有针对转子振动实验台进行轴承座改装设计的。本文将基于转子振动实验台通过结构分析、应力分析等一系列分析计算设计一套即装即用的高精度轴承座，以保证滚动轴承在高速负载情况下的稳定运行。

1 被试轴承的轴承座结构设计

转子振动实验台的结构如图1所示，转子尺寸为Φ75.3×18 mm，转轴尺寸为Φ10×380 mm。转动轴在两端轴承座的支承下为静平衡，如果从中增加一个不同轴的轴承座约束，必导致轴上增加一个多余力偶，使原有静定结构改变为超静定结构。所以，为了能使外加测试轴承座不对原有结构增加额外的力偶，或产生的力偶不对后期测试实验造成影响，必须通过优化结构设计来减小这个外加力偶带来的负面影响。

图1 转子振动实验台三维模型

目前，常用轴承座的形式有一体式和分体式两种。一体式又分为径向螺栓夹紧式和轴向轴承盖夹紧式。分体式分为上下半圆轴承座分体和左右半圆轴承座分体。通过经验得出，分体式和径向螺栓夹紧一体式的轴承座很容易在螺栓夹紧固定轴承的过程中，由于难以准确控制螺栓预紧力，导致轴承外圈在受力过大的情况下产生微小变形，从而引起轴承滚珠在转动过程中摩擦力增大。所以本文选择用轴承盖从轴向夹紧轴承。考虑到尽量降低轴承座的加工误差对实验的影响程度，将安装轴承部分和连接实验台底座部分设为分体式结构，这样的分体结构设计可以解决测量误差、加工误差等对测试引起的外加力偶。设计得到的轴承座结构模型如图2所示，该设计在结构上满足轴承座的自动对中要求。

图2 设计轴承座的转子系统示意图

根据转轴直径，通过查阅《机械设计手册》[10]（以下简称《手册》）可知被试轴承的基本尺寸为10 mm（）×30 mm（）×9 mm（）。对于轴承内圈配合宜采用过盈配合，对于外圈配合宜采用过渡配合。转子实验台轴承座属于薄型轴承座，参考《手册》中优先、常用配合（GB/T 1801—1999）得到，基轴制过渡配合中优先采用K7/h6配合，即轴承与轴承座之间的配合公差为Φ30K7/h6。参考《手册》中轴孔的基本偏差数值表得到的公差带如图3所示。

图3 公差带图

2 有限元分析

首先对轴承座三维模型进行材料检查和干涉检查，接着定义零件与零件之间的相触面连结方式为“全局接合”。其次，建立一个基准平面作为虚拟壁，模拟螺栓固定效果将轴承座的两个接地螺孔固定在虚拟壁上。设置相应的外加轴向载荷a=1 500 N和径向载荷r=3 000 N，最后对模型进行网格划分并对局部进行网格细化控制。通过求解得到的轴承座应力情况如图4所示。从图4（a）可看出，轴承座的最大应力为max=328 MPa，出现最大应力是因为添加了螺栓的约束。通过运用ISO剪裁工具，剪裁出了大于所选材料屈服应力=55.1 MPa的部位，如图4（b）所示。从图4（b）可明显看到，大于材料屈服应力的部位仅有因添加螺栓约束周围的局部区域，由此判定该轴承座的结构符合强度设计要求。

图4 轴承座的等效应力情况

通过有限元分析求解得到的轴承座位移情况如图5所示。从图5（a）可以看出，轴承座的最大位移量为0.395 mm，但该位移值是轴承座外部的最大绝对位移，无法直接判断与轴承初始游隙的关系。运用探测工具，在轴承座的轴承孔上均布选取其中6个点进行探测，获得如图5（b）的结果，由图中的数据得知，最大位移为0.121 mm，最小位移为0.092 8 mm，最大位移差为0.028 2 mm，小于轴承间隙30 μm。由此得出结论，该轴承座的结构设计满足使用要求。

图5 轴承座的位移情况

3 结论

本文基于转子振动实验台无法直接进行滚动轴承测试的问题，在实验台现有结构基础上，进行了被试轴承座的结构设计，并对设计的结构进行强度分析，确认结构设计的合理性，使原有实验台的服务范围获得了更大的扩展。

［1］张景源，张开洪.某型号轴承座加工工艺改善［J］.山东工业技术，2016（11）：47.

［2］张伟峰.基于轴承座的数控加工工艺设计与处理［J］.机械，2012，39（2）：64-66.

［3］韦斌.SQ31X切丝机下排链主动轴左轴承座的改进设计［J］.企业技术开发，2012，31（34）：43-45，79.

［4］安学玲.轴承座加工工艺改进［J］.煤矿机械，2018，39（2）：89-90.

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［6］张亨飏.高速动车轴承试验台的开发与研究［D］.长春：吉林大学，2017.

［7］陈云.Solidworks平台下轧机轴承座的参数化建模技术［J］.枣庄学院学报，2012，29（5）：93-96.

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［9］张荣山，杨树栋，程乐.发动机半圆轴承座公差配合设计与加工控制［J］.林业机械与木工设备，2018，46（3）：44-48.

［10］成大先.机械设计手册［M］.北京：化学工业出版 社，2007.

TH133.33

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2019.18.031

2095－6835（2019）18－0080－02

贵州省高层次创新型人才培养项目（遵市科合人才〔2016〕9号）

叶振环（1984—），男，博士，教授，从事滚动轴承动力学及转子系统动力学分析工作。吴金明（1995—），男，本科，主要从事机械设计研究工作。

〔编辑：严丽琴〕