一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法技术

本发明专利技术提供一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，包括：1)将机床主轴结构简化为轴承‑转子系统；2)建立机床主轴的动力学模型；3)在动力学模型基础上，计算主轴轴承外圈与轴承座在不同配合间隙下，主轴转子径向位移振动响应；4)绘制主轴转子径向位移振动信号的极坐标图，用最小二乘圆法衡量主轴转子径向回转误差；5)根据主轴轴承外圈与轴承座的不同配合间隙与主轴转子径向回转误差的关系曲线，指导主轴轴承外圈与轴承座配合间隙的设计；本发明专利技术定量考虑了主轴轴承外圈与轴承座配合的间隙值对主轴转子径向回转精度的影响，为机床主轴的安装配合提供技术指导，对提高机床主轴回转精度提供了一种有效技术。

【技术实现步骤摘要】

本专利技术属于机床主轴设计领域，涉及一种机床主轴配合间隙设计方法，特别涉及一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法。
技术介绍
机床主轴是机床的核心部件，其性能直接关系到机床的加工性能。目前，机床主轴朝着高速、高精度、高效的高性能电主轴方向发展。国内高性能机床主轴和发达国家高性能主轴还有很大差距。国外开发的用于铣削加工的电主轴最高转速可达60000r/min，主轴轴承的D mn值高达240万mm*r/min，主轴回转精度可达1μm以内；而国内目前的电主轴最高转速在30000r/min以内，主轴轴承的D mn值在200万mm*r/min以内，主轴精度还达不到1μm这样的水平。精度是机床主轴的核心要素之一。主轴精度一方面与主轴零件的加工误差有关，另一方面与主轴的装配误差有关。一般情况下，机床主轴轴承内圈与转子采用过盈配合，轴承外圈与轴承座采用间隙配合，而配合间隙的设计合理与否，对主轴精度有直接影响。目前，主轴轴承外圈与轴承座的配合间隙还都依靠工程师的经验，缺乏技术支撑。因此，合理的设计主轴轴承外圈与轴承座配合间隙，对于提高机床主轴精度，提高机床加工精度具有重大意义。目前，对于主轴轴承外圈与轴承座配合间隙的设计还没有一套科学的方法。国内外对这方面的研究也都很少。韩国的SM Kim等(Kim S M,Lee S K,Lee K J.Effect of Bearing Surroundings on the High-Speed Spindle-Bearing Compliance[J].International Journal of Advanced Manufacturing Technology,2002,19(8):551-557.)
在赫兹接触模型基础上，考虑了轴承滚道弹性变形和内部热变形，建立了一个轴承模型，研究了轴承外圈与轴承座配合公差对轴承变形以及主轴系统精度的影响。美国的Cao L等(Cao L,Brouwer M D,Sadeghi F,et al.Effect of Housing Support on Bearing Dynamics[J].Journal of Tribology,2015,138(1).)利用基于离散单元法的轴承动力学模型和基于显式有限元方法的轴承座模型相互耦合建立了轴承与轴承座的相互作用模型，研究了轴承座几何形状和轴承外圈与轴承座的不同配合对轴承外圈运动以及两者之间相互作用力的影响。从现有检索文献来看，目前很少有关于主轴轴承外圈与轴承座配合间隙的研究。仅有的研究只是定性研究轴承外圈与轴承座配合公差对轴承以及轴承座的影响，还没有定量反映轴承外圈与轴承座配合间隙与主轴回转误差的关系，并以此来设计轴承外圈与轴承座的配合间隙。
技术实现思路
本专利技术的目的在于克服现有技术缺陷，提出一种用于中高转速的基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，该方法考虑了不同轴承外圈与轴承座配合间隙对主轴径向回转误差的影响，将两者联系起来，能够有效指导主轴轴承外圈与轴承座配合间隙的设计。本专利技术是通过以下技术方案实现上述目的：一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，包括下述步骤：(1)将机床主轴结构简化为轴承-转子系统；(2)根据简化的轴承-转子系统，利用Gupta轴承动力学模型和转子刚体单元模型耦合，建立机床主轴的动力学模型；(3)计算主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙下，主轴转子径向位移振动
响应；(4)由主轴径向位移振动信号作主轴径向回转运动的极坐标图，再用最小二乘圆法评定计算主轴的径向回转误差；(5)根据主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙和主轴径向回转误差的关系曲线，指导主轴轴承外圈与轴承座的配合间隙的设计。进一步，所述步骤(1)根据轴承参数、轴承各部件材料参数、转子参数和转子材料参数将机床主轴简化为轴承-转子系统；轴承参数包括轴承内径、外径、滚动体个数、滚动体直径；轴承各部件材料参数包括内圈、外圈、滚动体和保持架的弹性模量E及泊松比v；转子参数包括转子各部分长度和内外直径；转子材料参数包括弹性模量E和泊松比v。进一步，所述步骤(2)建立机床主轴动力学模型的过程可分为主轴轴承动力学建模、转子刚体单元模型和轴承与转子模型耦合建模三部分；首先，利用Gupta轴承模型建立轴承的动力学模型轴承旋转时各部件运动包含平动和转动，对于轴承的内圈、外圈和保持架在笛卡尔坐标系中描述其平动运动的动力学方程为： m x ·· = F x m y ·· = F y m z ·· = F z ]]>式中：m是轴承内圈、外圈或保持架质量，x、y、z分别是轴承部件在轴承轴向、轴承水平径向和轴承垂直径向三个方向上的位移，Fx、Fy、Fz分别是轴承部件在x、y、z三个方向所受合力；对于轴承滚动体的平动运动，在惯性柱坐标系中其动力学方程为： m b x ·· = F x m b r ·· 本文档来自技高网...

【技术保护点】
一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，其特征在于：包括下述步骤：(1)将机床主轴结构简化为轴承‑转子系统；(2)根据简化的轴承‑转子系统，利用Gupta轴承动力学模型和转子刚体单元模型耦合，建立机床主轴的动力学模型；(3)计算主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙下，主轴转子径向位移振动响应；(4)由主轴径向位移振动信号作主轴径向回转运动的极坐标图，再用最小二乘圆法评定计算主轴的径向回转误差；(5)根据主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙和主轴径向回转误差的关系曲线，指导主轴轴承外圈与轴承座的配合间隙的设计。

【技术特征摘要】
1.一种基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，其特征在于：包括下述步骤：(1)将机床主轴结构简化为轴承-转子系统；(2)根据简化的轴承-转子系统，利用Gupta轴承动力学模型和转子刚体单元模型耦合，建立机床主轴的动力学模型；(3)计算主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙下，主轴转子径向位移振动响应；(4)由主轴径向位移振动信号作主轴径向回转运动的极坐标图，再用最小二乘圆法评定计算主轴的径向回转误差；(5)根据主轴轴承外圈与轴承座不同配合间隙和主轴径向回转误差的关系曲线，指导主轴轴承外圈与轴承座的配合间隙的设计。2.如权利要求1所述的基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，其特征在于：所述步骤(1)根据轴承参数、轴承各部件材料参数、转子参数和转子材料参数将机床主轴简化为轴承-转子系统；轴承参数包括轴承内径、外径、滚动体个数、滚动体直径；轴承各部件材料参数包括内圈、外圈、滚动体和保持架的弹性模量E及泊松比v；转子参数包括转子各部分长度和内外直径；转子材料参数包括弹性模量E和泊松比v。3.如权利要求1所述的基于动力学模型的机床主轴轴承配合间隙设计方法，其特征在于：所述步骤(2)建立机床主轴动力学模型的过程可分为主轴轴承动力学建模、转子刚体单元模型和轴承与转子模型耦合建模三部分；首先，利用Gupta轴承模型建立轴承的动力学模型轴承旋转时各部件运动包含平动和转动，对于轴承的内圈、外圈和保持架在
\t笛卡尔坐标系中描述其平动运动的动力学方程为： m x ·· = F x m y ·· = F y m z ·· = F z ]]>式中：m是轴承内圈、外圈或保持架质量，x、y、z分别是轴承部件在轴承轴向、轴承水平径向和轴承垂直径向三个方向上的位移，Fx、Fy、Fz分别是轴承部件在x、y、z三个方向所受合力；对于轴承滚动体的平动运动，在惯性柱坐标系中其动力学方程为： m b x ·· = F x m b r ·· - m b r θ · 2 = F r m b r θ ·· + 2 m b r · θ · = F θ ]]>式中：mb是滚动体质量，r、θ、x分别是滚动体在惯性柱坐标中的三个坐标分量，Fx、Fr、Fθ分别是滚动体在惯性柱坐标中的三个坐标分量x、r、θ方向上的合力；对于轴承中各个部件的旋转运动，动力学方程在各自定体坐标系中由欧拉方程表示为： I 1 ω · 1 - ( I 2 - I 3 ) ω 2 ω 3 = M 1 I 2 ω · 2 - ( I 3 - I 1 ) ω 3 ω 1 = M 2 I 3 ω · 3 - ( I 1 - I 2 ) ω 1 ω 2 = M 3 ]]>式中：I1、I2、I3分别为轴承部件在定体坐标系中三个方向上的主惯性质量，ω1、ω2、ω3分别为轴承部件在定体坐标系中三个方向上的角速度分量，M1、M2、M3分别为轴承部件在定体坐标系中三个方向上的合力矩分量；轴承外圈y、z方...

【专利技术属性】
技术研发人员：曹宏瑞，李笔剑，陈雪峰，张兴武，樊利军，郭召，
申请(专利权)人：西安交通大学，
类型：发明
国别省市：陕西;61