万宇

（安徽华之杰机械有限公司，安徽 宣城 242000）

0 引言

随着人们生活水平的提高，对家用电器的静音性能提出了更高的要求，其中滚动轴承在工作过程中的振动与噪声，极大地影响着家电产品的静音性能。滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架4 部分组成，而保持架的运转不稳定是引起轴承振动和噪声的重要原因［1］。国内外学者对保持架的研究，主要是理论分析和试验研究两个方面。理论分析方面，建立了保持架的拟静力学和动力学模型，通过仿真分析得到了引导间隙、兜孔间隙等设计参数对保持架动态性能的影响，为保持架的优化设计提供了理论依据［2］。保持架的试验研究，主要是利用试验手段，对保持架的受力、失效形式等进行研究，从而为保持架的形状、尺寸优化和模型分析提供了有效参考［3］。上述研究主要是在保持架结构形式固定的情况下，通过理论分析和试验研究得到保持架的结构参数等对保持架动态性能的影响，从而进行优化设计，提高轴承的动态性能。然而，通过改进保持架的结构形式从而实现减振降噪的研究却不多见，也没有形成成熟的设计理论。文献［4］提出了一种新型轴承保持架结构，通过减少滚动体与保持架的接触面，从而有效减少了滚动体与保持架的摩擦，改善了滚动体的润滑条件，降低了轴承的振动与噪声。此外，单向游隙浪形保持架、双K 值浪形保持架和带油槽浪形保持架等新型保持架，均通过改进保持架的结构，在提升滚动轴承的静音性能方面取得了良好的效果。可见，通过对保持架的结构进行改进和创新从而达到减振降噪的目的是一个有潜力的研究方向［5］。因此，针对高档家用电器中广泛使用的深沟球轴承浪形保持架存在的静音性能不佳、与国外技术存在差距、产品严重依赖进口的问题，以结构创新作为减振降噪的突破口，设计具有新型结构的浪形保持架具有重要的现实意义。

1 双曲率兜孔静音保持架结构设计

降低保持架噪声的传统方法有两种，一是合理选择保持架的兜孔间隙、引导间隙以及兜孔间隙与引导间隙的比值等参数；二是提高滚动体、保持架的表面质量，选用新材料以及在使用过程中保持良好的润滑等。然而，参数的优化可以通过更合理的模型来实现，表面质量的提高和新材料取决于技术的发展，关于如何保持良好的润滑却较少论及。而良好的润滑对降低保持架的振动噪声、碰撞噪声和摩擦噪声都是有利的［6］。因此，在分析对比不同结构保持架的减振降噪效果后，为了改善滚动体和保持架的润滑，本文重点从改进保持架兜孔形状入手，设计一种具有双曲率兜孔结构的浪形保持架，其结构如图1所示。该双曲率异形兜孔保持架，由兜孔1 和平面5 依次相连构成。兜孔1中间为小球带3和大球带2，大球带2 的内、外两侧分别为直线带4，两兜孔1 与平面5之间分别由过渡倒角6 构成保持架的连接。平面上设有铆孔7，利用铆钉将上、下2 只具有双曲率异形兜孔结构的保持架及兜孔内的滚动体连接在一起。

图1 双曲率兜孔浪形保持架

2 双曲率兜孔静音保持架动力学分析

在轴承工作过程中，双曲率兜孔静音轴承保持架的受力主要可以分为两部分，保持架与套圈之间的作用力和保持架与滚动体之间的作用力。而保持架与套圈之间的作用力由套圈引导挡边对保持架的作用力和套圈非引导挡边对保持架的作用力两部分构成。套圈引导挡边对保持架的作用力是因为在运动过程中保持架的质心偏心造成保持架与引导挡边的不断接触而产生的，是一种类似流体力的动压力，可以采用短滑动轴承的计算方式进行计算和分析。套圈非引导挡边对保持架的作用力形式为一种流体阻力，其计算可以利用流体力学结果［7］。

保持架和滚动体之间的作用力比较复杂。由于滚动体的尺寸偏差、滚动体和沟道表面的形状误差、打滑以及径向载荷等因素的存在，使得每一个滚动体的公转速度不同。而保持架以各个滚动体公转角速度的平均值进行转动，这样各个滚动体与保持架之间就产生了速度差异。当保持架的公转角速度ωb大于滚动体的公转角速度ωg，滚动体与保持架发生碰撞，滚动体阻碍保持架向前运动；当保持架的公转角速度ωb小于滚动体的公转角速度ωg，滚动体与保持架发生碰撞，滚动体推动保持架向前运动。国内外学者建立了不同的模型来进行分析［8-9］，这些模型均认为滚动体和保持架之间是一种半自由的接触状态，存在着持续时间很短的频繁碰撞，其中文献［10］提出的碰撞模型与实际情况更为贴近。该模型认为滚动体与保持架的相互作用力由三部分组成，分别是滚动体与保持架的兜孔在接触后引起的变形作用力、滚动体与保持架的兜孔之间的流体摩擦产生的作用力以及保持架与轴承的公转角速度不一致所产生的碰撞作用力。其中，前两者是稳态作用力。根据滚动体与保持架之间的摩擦因数和接触后引起的变形作用力，就可以计算得到滚动体和保持架之间的摩擦力。而保持架与轴承的公转角速度不一致所产生的碰撞作用力是一种瞬态力，其作用力模型如图2 所示，它由二者之间的弹性力和阻尼力组成。

图2 滚动体与保持架瞬态作用力模型

3 双曲率兜孔静音保持架减振降噪机理

3.1 保持架噪声的产生机理分析

由上述动力学分析可知，保持架噪声按其产生机理可以分为三个方面：保持架的振动噪声、保持架与滚动体的碰撞噪声、保持架与滚动体的摩擦噪声［6］。

在轴承运动过程中，由于与滚动体的频繁碰撞、与引导挡边的不断接触，使保持架在引导挡边和滚动体的共同作用下做随机振动。周围空气在保持架随机振动的激励下发生振动并向四周传播，形成了保持架的振动噪声。

滚动体与保持架发生频繁碰撞时，两者在接触点处产生弹性变形，频繁的弹性变形就表现为振动能，振动能量中的一部分以声波形式向周围空间辐射，形成碰撞噪声。

滚动体与保持架形成摩擦副，在摩擦副附近，两者的接触表面形成局部切向弹性变形，从而产生张弛振动，这种张弛振动激发出摩擦噪声。而张弛振动的频率随着接触表面相对运动速度增加而增加，所产生的摩擦噪声也随之变大。因此，对于高速运转的滚动轴承而言，其摩擦噪声更大。

3.2 双曲率兜孔静音保持架减振降噪机理分析

与传统结构保持架相比，双曲率兜孔静音保持架是通过如下几个方面实现减振降噪的。

1）传统的保持架兜孔形状一般都是球形或椭球形的，滚动体与兜孔的全球面接触；新型保持架的双曲率兜孔结构使得滚动体在兜孔内只与大球带的内外两直线带接触，减小了滚动体与保持架的接触面，明显地降低了滚动体和保持架之间的摩擦。

2）与传统兜孔结构相比，双曲率兜孔中的小球带可以储存润滑油，从而使得滚动体在运动过程中获得充足的润滑，避免了因制造误差造成的滚动体划伤。

3）由于滚动体获得了充足的润滑，滚动体和保持架在发生碰撞时，保持架会受到润滑油的阻尼作用。与直接碰撞相比，由于碰撞的冲量一定，从而碰撞的作用时间变长，作用力变小，滚动体和保持架的局部变形所激励的振动频带变窄，激发的振动方式减少，大部分碰撞能转化为润滑油的内部摩擦，以热能形式耗散，因此，碰撞噪声明显降低。

4）良好的润滑可以减小甚至消除滚动体和兜孔之间的干摩擦和边界摩擦，使其处于流体润滑状态，而干摩擦和边界摩擦是产生噪声的主要原因，因此可以有效减小摩擦噪声。

5）由于润滑条件的改善，克服了传统保持架不能长时间稳定工作的技术难题，并且有效延长了轴承的使用寿命。

由上述分析可知，新型兜孔结构可以有效降低保持架与滚动体的碰撞噪声和摩擦噪声，而良好的润滑对减小振动噪声也是有利的，因此，双曲率异形兜孔保持架能够有效解决滚动轴承高速运行时的高噪声问题。

4 双曲率兜孔静音保持架测试

轴承产品的噪声通常可以通过测量运转时的振动加速度和振动速度进行间接测试，为此，将采用双曲率兜孔保持架和采用传统保持架的2 组相同规格（6201）深沟球轴承，每组10 个，在其他工作参数相同的情况下，选用S0910-Ⅲ微小型轴承振动测量仪和BVT-1 轴承振动速度测量仪对振动加速度和振动速度分别进行测量，测得其振动数据如表1 所示。其中轴承的振动加速度用振动加速度级来表示，振动加速度级为某一频带范围内的振动加速度均方根值与参考加速度值之比的常用对数，再乘以20 所得之数值。

由表1 和表2 可知，双曲率异形兜孔保持架无论振动加速度还是振动速度都明显小于传统保持架，双曲率异形兜孔保持架的噪声明显低于传统保持架，达到了静音轴承的使用标准。而且，其高频的振动速度是传统保持架的1/3 到1/4 之间，因此，可以有效解决高速运转产生高噪声的技术难题。

表1 两种保持架的振动加速度数据dB

表2 两种保持架的振动速度数据 μm·s-1

5 结语

本文在总结对比国内外对保持架设计的研究方法的基础上，以改善滚动体和保持架的润滑为目的，以结构创新为突破口，设计了一种具有双曲率兜孔结构的浪形保持架，然后进行了动力学和减振降噪机理分析。最后通过测试证明了该兜孔结构在降低保持架的噪声方面的有效性。所设计的双曲率兜孔浪形保持架达到了静音轴承的标准，可以部分取代进口产品，对于提高国内家电产品的静音水平和市场竞争力具有重要意义。同时，该新型兜孔结构对类似结构的减振降噪设计具有一定的借鉴意义。

［1］张晓鹍，张宏.球轴承保持架动力学仿真及分析［J］.煤矿机械，2010（2）：81-84.

［2］李云峰，吴宗彦.浪形保持架兜孔几何参数对其振动的影响［J］.轴承，2001（10）：1-3，44.

［3］张建忠，马国翰.滚动轴承保持架动力学研究进展［J］.轴承，2011（1）：56-60.

［4］郭向东，程俊景，何晖，等.小型轴承保持架的改进［J］.轴承，2001（12）：9-11.

［5］王妮娜，刘致文.滚动轴承保持架的创新与展望［J］.轴承，2009（6）：61-63.

［6］李云峰，吴宗彦.球轴承保持架噪声机理分析［J］.轴承，2002（3）：25-26.

［7］王斌.航空发动机滚动轴承保持架动力学研究［D］.沈阳：沈阳航空航天大学，2012.

［8］GUPTA P K.Dynamics of Rolling Element Bearing：PartⅠ-Ⅱ［J］.Jour Lub Tech ASME Trans，1979，101（3）：293－302.

［9］STACKE L-E，FRITZSON D.Dynamic Behavior of Rolling Bearing［C］//Proc Instn Mech Engrs Part J，1999：499-508.

［10］刘文秀，杨咸启，陈贵.高速滚子轴承保持架碰撞模型与运动分析［J］.轴承，2003（9）：1-5.