以QJ214四點(diǎn)接觸球軸承為研究對象，建立以軸承額定動載荷和摩擦力矩為目標(biāo)函數(shù)，以軸承內(nèi)圈溝曲率半徑系數(shù)、外圈溝曲率半徑系數(shù)、鋼球直徑、球組節(jié)圓直徑、原始接觸角為設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化模型，采用遺傳算法對四點(diǎn)接觸球軸承進(jìn)行優(yōu)化，并基于四點(diǎn)接觸球軸承擬靜力學(xué)模型研究軸承接觸角的變化。結(jié)果表明：優(yōu)化后軸承的內(nèi)圈溝曲率半徑系數(shù)為0.520，外圈溝曲率半徑系數(shù)為0.531，鋼球直徑為17.600mm，球組節(jié)圓直徑為97.811mm，接觸角為35°，工作接觸角均大于墊片角，額定動載荷增大了1.592%，摩擦力矩減小了4.051%。關(guān)鍵詞：滾動軸承;四點(diǎn)接觸球軸承;擬靜力學(xué)模型;結(jié)構(gòu)參數(shù);遺傳算法;接觸角四點(diǎn)接觸球軸承作為傳動機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵部件,高速運(yùn)轉(zhuǎn)時內(nèi)部運(yùn)動關(guān)系十分復(fù)雜,其性能直接影響整機(jī)的工作效率、穩(wěn)定性和可靠性,因此對四點(diǎn)接觸球軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要意義。目前,國內(nèi)外專家在軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)方面開展了許多工作:文獻(xiàn)[1]通過建立擬動力學(xué)模型,利用功效系數(shù)法,以旋滾比、基本額定動載荷、摩擦力矩和軸向剛度為目標(biāo)函數(shù)對軸承主參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化;文獻(xiàn)[2]以額定動載荷的負(fù)數(shù)為目標(biāo)函數(shù)建立數(shù)學(xué)模型,運(yùn)用MATLAB優(yōu)化工具箱對混合陶瓷球軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì);文獻(xiàn)[3]借助MATLAB將梯度下降法應(yīng)用到滾動軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)中;文獻(xiàn)[4]以額定動載荷、支承剛度、旋滾比為目標(biāo),基于NSGA-II遺傳算法進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì);文獻(xiàn)[5]建立可靠性評估模型對滾動軸承進(jìn)行可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì);文獻(xiàn)[6]采用線性加權(quán)法,以額定動載荷最大、摩擦力矩及旋滾比最小為優(yōu)化目標(biāo),對汽車空調(diào)用雙列角接觸球軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì);文獻(xiàn)[7]建立了角接觸球軸承的接觸概率模型,從角接觸球軸承在不同載荷下球面接觸概率的角度考慮軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì);文獻(xiàn)[8]基于RomaxCLOUD對某薄壁角接觸球軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),建立了以剛度、最小油膜厚度、壽命為目標(biāo)的優(yōu)化數(shù)學(xué)模型,提出了薄壁角接觸球軸承的多目標(biāo)優(yōu)化方法;文獻(xiàn)[9]通過正交試驗(yàn)法設(shè)計(jì)試驗(yàn),運(yùn)用多目標(biāo)函數(shù)的功效系數(shù)法對角接觸球軸承參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。上述文獻(xiàn)主要以軸承的額定動載荷、支承剛度、旋滾比、摩擦力矩為單目標(biāo)或者多目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),研究對象一般是角接觸球軸承和深溝球軸承,對于四點(diǎn)接觸球軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題研究較少,且現(xiàn)有優(yōu)化設(shè)計(jì)中很少考慮軸承動態(tài)特性。本文采用NSGA-II遺傳算法對四點(diǎn)接觸球軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,并將擬靜力學(xué)模型引入四點(diǎn)接觸球軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)中,研究軸承接觸角的變化。1四點(diǎn)接觸球軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型滾動軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中常見的失效形式為疲勞失效,為防止軸承失效,延長使用壽命,要求其具有較高的承載能力,即額定動載荷[10];同時,軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中各零件均會產(chǎn)生摩擦,從而產(chǎn)生摩擦力矩[11],影響軸承使用性能。鑒于此,本文主要針對四點(diǎn)接觸球軸承的額定動載荷和摩擦力矩進(jìn)行分析。1.1四點(diǎn)接觸球軸承的優(yōu)化模型以四點(diǎn)接觸球軸承的額定動載荷和摩擦力矩為目標(biāo)函數(shù),通過線性加權(quán)法建立優(yōu)化模型,目標(biāo)函數(shù)F為(1)γ=(Dwcos

α)/Dpw,式中:γ1,γ2為權(quán)重系數(shù),根據(jù)變量對軸承性能的影響進(jìn)行取值;Cr為徑向基本額定動載荷[12];M為軸承總摩擦力矩;

bm為額定動載荷系數(shù),對于四點(diǎn)接觸球軸承取1.3;fc為與軸承結(jié)構(gòu)相關(guān)的系數(shù);α為接觸角;Z為鋼球數(shù)量;Dw為鋼球直徑;

λ為額定動載荷修正系數(shù),對于四點(diǎn)接觸球軸承取0.90;fi,fe分別為內(nèi)、外圈溝曲率半徑系數(shù);Dpw為球組節(jié)圓直徑。根據(jù)滾動軸承的摩擦特點(diǎn),本文主要考慮的因素有[13]:彈性滯后引起的摩擦力矩、差動滑動引起的摩擦力矩、自旋滑動引起的摩擦力矩、潤滑劑黏性引起的摩擦力矩。彈性滯后引起的摩擦力矩ME為(下標(biāo)i,e分別表示內(nèi)圈和外圈,下同)(2)式中:βa為彈性滯后系數(shù),對于軸承鋼取0.007;

K為橢圓率;u為初始游隙;∑ρi(e)為兩接觸面曲率和;Qi(e)j為第j個鋼球的接觸載荷;F(φ)i(e)為第一類橢圓積分;E(φ)i(e)為第二類橢圓積分;ai(e)為接觸橢圓長半軸;bi(e)為接觸橢圓短半軸;

E′為當(dāng)量彈性模量;Eb為鋼球彈性模量;Ei(e)為套圈彈性模量;νb為鋼球材料的泊松比;νi(e)為套圈材料的泊松比。差動滑動引起的摩擦力矩MD為(3)式中:fs為滑動摩擦因數(shù),對于軸承鋼取0.08。自旋滑動引起的摩擦力矩MS為(4)式中:αi(e)j為實(shí)際接觸角。潤滑劑黏性引起的摩擦力矩Moil為(5)式中:αoil為潤滑油黏壓系數(shù);S為潤滑充分系數(shù),可取油膜潤滑系數(shù);Hi(e)為油膜厚度。則總摩擦力矩M為M=ME+MD+MS+Moil。(6)1.2設(shè)計(jì)變量及尺寸約束設(shè)計(jì)變量分別為內(nèi)、外圈溝曲率半徑系數(shù)fi和fe,鋼球直徑Dw,球組節(jié)圓直徑Dpw,原始接觸角α0,表達(dá)式為X=[x1,x2,x3,x4,x5]T=[fi,fe,Dw,Dpw,α0]T。1.2.1溝道半徑約束溝曲率半徑系數(shù)與四點(diǎn)接觸球軸承的摩擦力矩、接觸角等密切相關(guān),根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式,軸承內(nèi)外圈溝道半徑應(yīng)不小于0.515Dw且不大于0.540Dw,因此該模型滿足以下約束0.515Dw≤fiDw≤0.540Dw,(7)0.515Dw≤feDw≤0.540Dw,(8)約束條件可表示為h1(x)=x1-0.515≥0,(9)h2(x)=0.540-x1≥0,(10)h3(x)=x2-0.515≥0,(11)h4(x)=0.540-x2≥0。(12)1.2.2鋼球直徑約束根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)及技術(shù)要求,鋼球直徑的取值范圍為0.23(D-d)≤Dw≤0.32(D-d),(13)約束條件可表示為h5(x)=x3-0.23(D-d)≥0,(14)h6(x)=0.32(D-d)-x3≥0,(15)式中:D為軸承外徑;d為軸承內(nèi)徑。1.2.3球組節(jié)圓直徑約束為保證四點(diǎn)接觸球軸承鋼球的靈活度,四點(diǎn)接觸球軸承的球組節(jié)圓直徑和軸承直徑的差值應(yīng)保持在一定的范圍內(nèi)。球組節(jié)圓直徑取值范圍為0.5(D+d)≤Dpw≤0.515(D+d),(16)約束條件可表示為h7(x)=x4-0.5(D-d)≥0,(17)h8(x)=0.515(D-d)-x4≥0。(18)1.2.4鋼球數(shù)量約束四點(diǎn)接觸球軸承設(shè)計(jì)過程中,鋼球數(shù)量需滿足的約束方程為(19)當(dāng)Dw≤9.525mm時,Kz=1.01+2.3/Dw;Dw>9.525mm時,Kz=1.23,K值可減小到1.15,計(jì)算出的Z取較小的整數(shù)。約束條件可表示為(20)1.3四點(diǎn)接觸球軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型通過上述分析,四點(diǎn)接觸球軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型為(21)依據(jù)建立的四點(diǎn)接觸球軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型,本文借助NSGA-II遺傳算法對軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),采用快速非支配排序算法,引用精英保留策略,降低計(jì)算復(fù)雜度。首先,把設(shè)計(jì)變量fi,fe,Dw,Dpw,α0記為個體,隨機(jī)產(chǎn)生初始種群;其次,對個體求帕雷托(pareto)解,非支配排序后通過遺傳算法的選擇、交叉、變異3個基本操作得到第一代子代種群;然后,從第二代開始,將父代種群與子代種群合并,進(jìn)行快速非支配排序,同時對每個非支配層中的個體進(jìn)行擁擠度計(jì)算,依據(jù)非支配關(guān)系和個體擁擠度建立的適應(yīng)度函數(shù)選取合適的個體組成新的父代種群;最后,按照一定規(guī)則從種群生成新的父代種群Cn+1實(shí)現(xiàn)精英保留策略,經(jīng)過實(shí)數(shù)編碼的交叉操作和多項(xiàng)式變異,通過錦標(biāo)賽法進(jìn)行選擇操作,尋求目標(biāo)函數(shù)的最優(yōu)解。2四點(diǎn)接觸球軸承擬靜力學(xué)模型當(dāng)四點(diǎn)接觸球軸承工作接觸角小于墊片角時,鋼球與內(nèi)、外溝道間發(fā)生多點(diǎn)接觸,接觸區(qū)會發(fā)生大的滑動摩擦,易造成軸承提前失效[14]。因此要建立擬靜力學(xué)模型研究四點(diǎn)接觸球軸承動態(tài)性能,分析優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)后的軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中接觸角的變化。下面主要從鋼球中心和溝曲率中心的幾何位置關(guān)系、鋼球在任意方位角的受力平衡、套圈的受力平衡三方面建立擬靜力學(xué)模型。2.1鋼球中心和溝曲率中心的幾何位置關(guān)系以四點(diǎn)接觸球軸承中心為原點(diǎn),軸向中心線為x軸建立坐標(biāo)系,四點(diǎn)接觸球軸承各鋼球的角位置示意圖如圖1所示,圖中:j為鋼球的序號;ψj為第j個鋼球的位置角,ψj=2π(j-1)/Z。圖1鋼球角位置示意圖Fig.1Diagramofanglepositionofsteelball軸承受載前,內(nèi)外溝曲率中心的距離為l0,四點(diǎn)接觸球軸承在離心力和陀螺力矩作用下,鋼球與內(nèi)外溝道的接觸角發(fā)生變化,鋼球中心與內(nèi)、外溝曲率中心不再共線,則載荷作用前后角位置ψj處鋼球中心與內(nèi)、外溝曲率中心的位置關(guān)系如圖2所示。圖2受載前后鋼球中心與內(nèi)、外溝曲率中心相對位置Fig.2Relativepositionofcenterofsteelballtocenterofcurvatureofinnerracewayandouterracewaybeforeandafterloading由圖2可以看出,受載前鋼球中心與內(nèi)、外溝曲率中心的距離lij,lej分別為lij=(fi-0.5)Dw,(22)lej=(fe-0.5)Dw。(23)任意角位置ψj處內(nèi)、外溝曲率中心的軸向距離A1j和徑向距離A2j分別為A1j=l0sin

α0+δz+Riθxsin

ψj+Riθycos

ψj,(24)A2j=l0cos

α0+δxcos

ψj+δysin

ψj,(25)Ri=Dpw/2+(fiDw-Dw/2)cos

α0,(26)式中:

δx,δy,δz為內(nèi)圈溝道相對于外圈溝道分別沿x,y,z方向產(chǎn)生的偏轉(zhuǎn)位移;Ri為內(nèi)溝道轉(zhuǎn)動半徑;

θx,θy分別為繞x,y軸中心線方向產(chǎn)生的偏轉(zhuǎn)角度。根據(jù)勾股定理可推得(A1j-X1j)2+(A2j-X2j)2(lij+δij)=0,(27)(28)式中:X1j,X2j分別為受載后鋼球中心到外溝曲率中心的軸向距離和徑向距離;δij,δej分別為受載后內(nèi)、外圈溝道的法向變形。2.2鋼球在任意方位角的受力平衡方程在角位置ψj處鋼球的受力分析如圖3所示。圖3角位置ψj處鋼球的受力分析Fig.3Loadanalysisofsteelballatangularposition

ψj角位置ψj處鋼球與內(nèi)、外溝道的實(shí)際接觸角關(guān)系為(29)(30)(31)(32)角位置ψj處內(nèi)外圈載荷-位移關(guān)系為Qij=Kijδij1.5,(33)Qej=Kejδej1.5,(34)式中:Qij,Qej分別為內(nèi)、外圈與鋼球的法向接觸載荷;Kij,Kej分別為內(nèi)、外圈溝道載荷-位移系數(shù)。第j個鋼球所受到的離心力Fcj和陀螺力矩Mgj為(35)Mgj=JωmjωRjsin

βj,(36)式中:m為單個鋼球的質(zhì)量;ωmj為鋼球公轉(zhuǎn)角速度;J為鋼球轉(zhuǎn)動慣量;ωRj為鋼球自轉(zhuǎn)角速度;βj為鋼球姿態(tài)角。角位置ψj處鋼球與內(nèi)、外溝道的摩擦力為Fij=λijMgj/Dw,(37)Fej=λejMgj/Dw,(38)式中:λij,λej分別為內(nèi)、外溝道控制系數(shù),外溝道控制時取λij=0,λej=2,否則取λij=1,λej=1。則鋼球的受力平衡方程為(39)2.3套圈的受力平衡方程根據(jù)四點(diǎn)接觸球軸承的平衡條件列出內(nèi)圈的五自由度平衡方程并借助MATLAB軟件求解,內(nèi)圈五自由度平衡方程為(40)式中:Fx,Fy,Fz分別為軸承受到的沿x,y,z軸的力;My,Mz分別為繞y,z軸的力矩。3實(shí)例計(jì)算以QJ214型四點(diǎn)接觸球軸承為例,其內(nèi)、外圈及鋼球材料為GCr15,主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為:

d=70mm,D=125mm,寬度B=24mm,墊片角αs=30°。根據(jù)前文對軸承壽命和摩擦力矩的要求并參考設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)確定權(quán)重系數(shù)γ1=0.7,γ2=0.3,NSGA-II遺傳算法中取種群數(shù)量pop為100、迭代次數(shù)gen為50、交叉概率為0.9、變異概率為0.05。在確定軸承基本參數(shù)后,以額定動載荷和摩擦力矩為目標(biāo)函數(shù)建立四點(diǎn)接觸球軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型,應(yīng)用NSGA-II遺傳算法對四點(diǎn)接觸球軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,最后,基于擬靜力學(xué)模型,檢驗(yàn)接觸角和墊片角的大小關(guān)系,若墊片角大于接觸角,通過改變內(nèi)、外溝曲率半徑系數(shù)返回建立的約束方程,構(gòu)成循環(huán),直至滿足設(shè)計(jì)要求。整個優(yōu)化設(shè)計(jì)流程如圖4所示。圖4優(yōu)化設(shè)計(jì)流程圖Fig.4Flowchartofoptimizationdesign優(yōu)化后四點(diǎn)接觸球軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)對比分析見表1,Dw=17.6mm是優(yōu)化模型得到的最優(yōu)解,考慮到加工因素,為方便軸承進(jìn)行批量化生產(chǎn),Dw可根據(jù)實(shí)際加工條件取規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)值。表1優(yōu)化后四點(diǎn)接觸球軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1Structuralparametersoffourpointcontactballbearingafteroptimization將表1中優(yōu)化后的四點(diǎn)接觸球軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)輸入擬靜力學(xué)模型,設(shè)定工況:軸向載荷Fa=3500N,徑向載荷Fr=500N,轉(zhuǎn)速n=6300r/min,研究四點(diǎn)接觸球軸承各鋼球接觸角的變化。考慮到鋼球離心力和陀螺力矩的影響,正常工作狀態(tài)下的四點(diǎn)接觸球軸承鋼球與內(nèi)外圈接觸角不再相等。本文得到的鋼球與內(nèi)外圈接觸角結(jié)果如圖5所示,運(yùn)轉(zhuǎn)過程中工作接觸角均大于墊片角,因此四點(diǎn)接觸球軸承不會出現(xiàn)多點(diǎn)接觸的現(xiàn)象,滿足設(shè)計(jì)要求。圖5鋼球與內(nèi)外圈接觸角Fig.5Contactanglebetweensteelballandinnerandouterrings驗(yàn)證優(yōu)化后軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)滿足設(shè)計(jì)要求后,對優(yōu)化前后目標(biāo)函數(shù)值進(jìn)行對比分析,結(jié)果見表2:優(yōu)化后四點(diǎn)接觸球軸承的額定動載荷增大了1.592%,摩擦力矩減小了