毕业论文最终稿

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

2.5 结论

通过上述分析和计算,可以得到下列结论:

(1) 本文提出的主轴轴承刚度计算方法是正确的。

(2) 随着旋转速度的提高,主轴轴承径向刚度略有增加,而轴向刚度和角刚度迅速降低。

(3) 预紧载荷增加, 主轴轴承径向刚度、轴向刚度和角刚度随之增加。

(4) 内外圈沟道曲率系数增加,主轴轴承径向刚度、轴向刚度和角刚度随之减小,但影响很小。

第 13 页 共 22 页

华中科技大学文华学院毕业设计（论文） (5) 最佳沟道曲率系数选择可以忽略对主轴轴承刚度的影响, 主要从降低轴承的打滑和提高旋转速度方面来考虑。

以上的分析与计算为主轴单元的动力学分析 提供了基础。分析与计算方法也适用于其他滚动 轴承应用场合。

参考文献

1 Harris T A. Rolling Bearing Analysis. 3rd John Wiley and Sons , Inc. 1990.

2 B. J . 哈姆罗克,D. 道森. 滚动轴承润滑. 机械工业出版 社,1988

第 14 页 共 22 页

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

第三章 角接触轴承的静刚度计算

3.1角接触轴承的静刚度定义

电主轴是广泛用于精密车削、磨削、铣削等机床和高速高精度旋转机械上的重要组件, 而高速角接触球轴承是电主轴转子的关键支承部件。轴承的静刚度反映了其抵抗静态外载荷的能力。通常对角接触球轴承静刚度的计算, 是假定轴承在轴向力或径向力的作用下, 采用初始接触角进行计算,且不考虑轴承沟道直径对主曲率和函数的影响。事实上在载荷的作用下, 不仅轴承的内、外圈接触角都发生变化,而且由此导致的轴承沟道半径和主曲率的变化通过载荷位移常数也对轴承静刚度产生影响。因此通常的计算方法将带本文分别根据定位、定压两种不同的预紧方式,对在轴向力和径向力联合载荷作用下的角接触球轴承的静刚度进行了较为精确的计算分析。

3.2静刚度求解

设轴向和径向载荷分别为Fa 和Fr , 由单个角接触球轴承的静平衡条件可得力平衡方程为

式中:A 为初始内外圈沟道曲率中心间距离;

η=cosα0 +δrcosφ;τ= sinα0 +δa + Ri θcosφ;ξ= (τ2 +η2) 1/ 2 ;α0 为

取决于轴承径向游隙的初始接触

角;φ是与球位置有关的位置角;δa 、δr 、θ分别为 相对轴向、径向位移和相对角位移,这些相对位移 如图1 所示;δa =δa/ A ;δr =δr/ A ;θ=θ/ A ; Ri = 0. 5 dm + ( f i - 0. 5) Dwcosα0 , 为内圈沟道曲率中心 的轨迹半径; dm 为轴承节圆直径; f i 为内圈沟道 曲率半径系数; Dw 为球径; K 为载荷位移常数, K = ( Ki- 2/ 3 + Ke- 2/ 3) - 3/ 2

把( 1) 式对δa 求导,同时考虑到接触角的变化, 即可得到静态 时轴承的轴向刚度Ka 。

第 15 页 共 22 页

华中科技大学文华学院毕业设计（论文） 同样, (2) 式对δr 求导可得到轴承的径向刚度Kr 。

式中:是载荷位移常数对接触角的偏导。(5) 和(8) 式是接触角α的变化对轴承静刚度的贡献量,其中, (5) 式的第二项KA1. 5 (ξ- 1) 1. 5η/ξ的数量级一般在数万甚至几十万N/ mm,对计算结果影响大,而其他项影响小。所以轴向刚度的精确计算与简化计算结果相差大,而径向刚度的精确计算与简化计算差别不大。如果认为接触角

第 16 页 共 22 页