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1、研究方向,怎样选择预紧方式 怎样确定预计力大小 预紧力对轴承、轴系刚度的影响,滚动轴承预紧的意义和预紧力的估算及调整（2004） 李红光,滚动轴承预紧方式： 定位预紧 向一个轴承的内圈或外圈施加轴向力后，将内、外圈保持相对固定。 定压预紧 利用弹簧或其它弹性元件使轴承受到一定的轴向负荷并产生预变形的方法称为定压预紧。 调压预紧 用液压力推动轴承某些部位，改变油的压力可调整预紧力大小，和现代控制技术相结合，可以达到随轴承负荷或转速不同，自动控制预紧力的大小。,滚动轴承预紧方式的选择：,定位预紧一般用于负荷变化不大、转速不是太高、精度一般、温度变化不大的场合。 定压预紧轻负荷以下的滚动轴承，转速很
2、高、旋转精度要求高、中心偏移要求小、振动要求小、噪音要求低、温度变化大的场合。(若是采用定位预紧，热膨胀有可能使轴承预紧力过大或轴承咬死。) 定位预紧时应该考虑定位结构（如轴承配对方式）eg:在热膨胀的情况下，预紧力应向小的方向变化，而不是向大的方向变化，这样就可以避免预紧力过大或咬死。如圆锥滚子轴承在轴上采用背靠背安装形式，在使用中轴受热膨胀，轴承内圈远离外圈，这样就使得预紧力减小了。 本文提出了一种滚动轴承预紧力大小的估算方法 综合一些资料，将滚动轴承的负荷分为四种：重、中、轻、微 一般向心球轴承、角接触球轴承的预紧力估算,重负荷轴承预紧力=额定动载荷/25 中负荷轴承预紧力=额定动载荷/
3、50 轻负荷轴承预紧力=额定动载荷/100 微负荷轴承预紧力=额定动载荷/500,圆锥滚子轴承预紧力的估算,重负荷轴承预紧力=额定动载荷/20 中负荷轴承预紧力=额定动载荷/40 轻负荷轴承预紧力=额定动载荷/80 微负荷轴承预紧力=额定动载荷/400,高速电主轴轴承的预紧(2011) 谢黎明 张海杰 邵宽平 兰州理工大学机电工程学院,电主轴刚度一般指的是径向刚度，轴承预紧力对轴承径向刚度的影响：在已知预紧力的前提下，角接触球轴承的径向刚度Kr可近似地按下式计算： （式中：km为材料系数，陶瓷的km=1.3；Z为滚动体数目；Db为滚动体直径，mm；为接触角，（）；Fa为预紧力N。）,预紧力对轴
4、承径向刚度电主轴固有频率的影响十分明显，随着预紧力的增大，轴承的径向刚度和主轴的固有频率都有明显的提高，但同时轴承的温升也会增高。,高速电主轴轴承的预紧(2011) 谢黎明 张海杰 邵宽平 兰州理工大学机电工程学院,定位预紧下，由于轴向位移受到限制，在高速旋转时离心力和陀螺力矩使轴承内外圈的接触载荷增大，预载荷也随转速的提高而迅速增大，且轴向刚度和径向刚度都随速度的提高而增大。而定压预紧允许轴向位移，随速度提高其内圈接触载荷基本不变，外圈接触载荷增大。因此定位预紧下的轴向刚度和径向刚度比定压预紧的值大，定压预紧下轴向刚度随转速的提高而减小，?径向刚度随转速的提高而增大。,Investigati
5、on of variable optimum preload for a machine tool spindle Shuyun Jiang and Hebing Mao,低速时考虑疲劳强度对轴承性能的影响，高速时主要考虑温度对轴承性能的影响。根据疲劳强度或者温度限定的标准来确定预紧力的大小。本文分开来进行分析，由此得到变预紧力的优势。 Variable preload spindle system,2. Preload for low speed（n3000rpm）,？,the expected life of the bearing is about 12,000 h. For a fix
6、ed rotation speed, when the life of calculation is larger than 12,000 h, the maximum corresponding preload is the variable preload. Thus, the variable preload at low speed is obtained from the calculated results,3.Preload for high speed,For a fixed rotation speed, when the temperature rise of the ba
7、ll bearing is limited to 25 C by machine tool industry standard, the maximum corresponding preload in Fig. 6 can be chosen as the variable preload. When the spindle speed reaches 6000 rpm, the temperature rise will exceed 25 C while the preload is reduced to a lower level. From the rolling bearing a
8、nalysis theory 1 T.A. Harris, Rolling Bearing Analysis (third ed.), John Wiley and Sons, New York (1991).1, the spinroll ratio is increased by decreasing the preload. As the spinroll ratio increases, the bearing produces more friction and hence heat generation. Meanwhile, it is observed from our exp
9、eriment that the preload less than 1000 N cannot eliminate clearance effectively and thus decrease the rigidity and increase the friction and wear resulting from excessive sliding. Therefore, the preload of 1000 N can be determined for high speed range over 6000 rpm. The variable preloads with the r
10、otation speed during high speed range (30007000 rpm) can be obtained, as listed in Table 8.,Variable preloads for high speed range.,4.Comparison of spindle behavior between variable preload and constant preload,Based on the analysis above, the variable preload for the entire speed range can be obtai
11、ned from Tables 8 and 11. A preload of 2000 N is selected as the constant preload according to the medium preload. The temperature rises of bearing under variable preload and the constant pressure preload were simulated by aid of FEM. The temperature rises corresponding to the rotational speeds are
12、shown in Fig. 7. For constant pressure preload, the temperatures of the bearing increase almost linearly with the spindle speed. For variable preload, the bearing temperatures increase when the speed is less than 3000 rpm, and decrease as the spindle speed exceeds 3000 rpm. When the spindle speed ex
13、ceeds 4000 rpm, the bearing temperatures are lower than the constant pressure preload, by 3 C at 7000 rpm.,5.Dynamic stiffness,The dynamic stiffness at the spindle nose is as follows:高速为什么会刚度低呢？,洛阳轴承研究所 梁波 （1996）,轴承预紧力的分析计算,本文以背靠背、采用定位预紧的成对轴承作分析说明。 极限情况，即达到卸紧载荷 当外加轴向载荷大于卸紧载荷时，轴向载荷完全由一个轴承承受，成对轴承仅起单个轴
14、承的作用。预紧的目的之一就是要在外加轴向载荷作用下，不发生轴承卸紧。,一般情况下，联合载荷下轴承的径向刚度为纯径向载荷条件下径向刚度的2倍左右。这是因为施加了轴向载荷，使原本在径向载荷下轴承中由近一半钢球承载的情况变为了几乎所有钢球承载的情况，因此径向刚度成倍提高。所以，轴向预紧还有利于提高轴承的径向刚度。,洛阳轴承研究所 梁波 （1996）,高速电主轴的刚度问题 沈福金编译（2001）,建模 计算时，滚珠轴承用弹性元件来代替，而弹性元件必须在有限元模型网格的节点上。因此，轴承刚度是用网格节点上的弹性元件来模拟的这个弹性元件的总刚度要与规定的轴承刚度相符合。这样就可以模拟不同轴承的刚度，模拟预
15、紧和接触角变化的影响。用刀具承受的负载和承载处变形的比值来计算出主轴等效刚度。 支承方案的计算 对有 HSK 刀柄的 A63 主轴进行了这种分析 。主轴的前轴承组由3个70mm 直径的轴承，后端轴承组有1个或 2个直径60mm的轴承组成。,高速电主轴的刚度问题 沈福金编译（2001）,由表2可以看出，后端轴承组的刚度变化即使很大 ，对系统刚度的影响也很小。前轴承组对整个轴系的刚度影响很大 ， 说明前轴 承组的公差和预紧的优化设计是主要的。设计人员应通过选择前轴承的排列和预紧来改变主轴系统的工作能力。,多支承轴系轴承受力与刚度的有限元迭代计算方（2010） 刘显军，洪军，朱永生，刘志刚,方法 为
16、了准确计算多支承轴系中每一个轴承的受力与刚度，分析预紧力对轴承刚度的影响，出了一种基于有限元分析的迭代计算方法该方法考虑了主轴受载后轴承受力与刚度的相互影响关系，在轴系和单轴承的有限元模型中利用受力变形刚度关系式进行迭代求解，以此寻找轴承受载后的平衡状态。 轴承等效图：,轴系有限元分析：,多支承轴系轴承受力与刚度的有限元迭代计算方（2010） 刘显军，洪军，朱永生，刘志刚,对最左端的轴承进行分析计算得到其刚度随预紧力的变化结果如下：,经过试验对比 测位移,针对最左端轴承进行实验与计算变形量进行对比：,多支承轴系轴承受力与刚度的有限元迭代计算方（2010） 刘显军，洪军，朱永生，刘志刚,正对最左端轴承在不同的预紧力的情况下，进行实验与理论计算，得出不变形量的变化趋势并进行对比,预紧力增大，轴承、轴系刚度将随之增大，但增加的幅度越来越小理论上，滚动轴承经预紧后，滚动体和内、外圈接触处将产生弹性变形，当预紧力增加到一定程度时，轴承开始进入塑性变形阶段，轴承刚度提
