本发明涉及滚动轴承结构设计领域，更具体地说，涉及一种高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法。
背景技术：
1、角接触球轴承在旋转机械中广泛应用，它的刚度、功耗和振动等性能对整个机械系统的精度、可靠性和寿命等有着重要影响。现阶段，轴承企业主要采用实验的方法设计高刚度小振动低功耗角接触球轴承，实验方案随意性大，实验周期长且成本高。因此，通过轴承动力学模型预测轴承刚度、功耗和振动来设计轴承关键结构尺寸，能够提供基础理论共性技术支持，缩短实验周期，降低实验成本。
2、从现有文献中可以看出，轴承的振动、功耗和刚度一直受到许多学者的关注。wang等(wang p f,yang y,ma het al.vibration characteristics of rotor-bearingsystem with angular misalignment and cage fracture:simulation andexperiment.mechanical systems and signal processing,2023,182:109545)分析了轴承误装配和保持架断裂对轴承振动的影响规律，进而如何影响转子动态特性。但该分析模型中保持架只有转动自由度。运侠伦等(运侠伦,梅雪松,姜歌东,等.高速主轴角接触球轴承动刚度分析及测试方法.振动、测试与诊断,2019,39(4):892-912)研究了残余振动位移和激励响应位移之间的角度关系，推导了动态支承刚度测试原理，准确测试了高速电主轴角接触球轴承的动态支承刚度，但实验周期长，成本高。陈月等(陈月,邱明,杜辉,等.机器人用四点接触球轴承旋转精度影响因素.中国机械工程,2020,31(14):1678-1685)考虑了轴承内圈沟道和外圈沟道圆度误差对轴承旋转精度的影响，但轴承拟静力学模型忽视了很多动态影响因素。
3、从上述文献检索中可以看出，现有的轴承性能设计是针对具体的轴承结构尺寸来分开预测轴承振动、刚度和功耗的性能，没有综合预测轴承振动、刚度和功耗来设计合理的轴承结构尺寸，某一结构尺寸设计会使振动降低而其他性能恶化。
技术实现思路
1、本发明要解决的技术问题在于，提供一种高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，能够更加合理的设计轴承结构尺寸来获得高刚度小振动低功耗的轴承性能。
2、本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：构造一种高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，包括以下步骤：
3、s1、获取轴承系统的结构参数、工况参数及润滑参数；
4、s2、将外力矢量作用在内圈上，根据力矩平衡和力平衡的原则分别建立保持架、滚动体和内圈的动力学方程，建立轴承动力学模型；
5、s3、使用变步长龙格库塔法，对轴承模型进行求解，同时获得轴承动力学行为数据；
6、s4、确定轴承重要尺寸类型，改变该类型结构尺寸，根据轴承动力学行为计算轴承振动、功耗和刚度并综合分析轴承振动、功耗和刚度；
7、s5、根据轴承振动、功耗和刚度的综合分析确定获得高刚度小振动低功耗角接触球轴承的结构尺寸。
8、按上述方案，所述结构参数包括轴承内圈、外圈、滚动体和保持架的结构参数，还包括材料参数，以及内圈、外圈、保持架、滚动体的初始位置参数；所述工况参数包括转速和外力矢量。
9、按上述方案，所述步骤s2中的轴承动力学模型通过下列公式表示：
10、
11、对上述非线性方程组联立求解，即可得到动力学模型计算初值：δa，δr，θ，x1j，x2j，δij，δoj；
12、式中，fa为轴承所受轴向力，fr为轴承所受径向力，koj为外圈的载荷位移常数，kij为内圈的载荷位移常数，mgj为钢球陀螺力矩，δr为轴承在径向总变形量，δa为轴承在轴向的总变形量，θ为轴承的角变形，fi为内圈的曲率系数，fo为外圈的曲率系数，δij第j个滚动体与内圈接触变形量，δoj为第j个滚动体与外圈接触变形量，b为总曲率，αij第j个滚动体与内圈接触角，αoj为第j个滚动体与外圈接触角，α0为初始接触角，d为滚动体直径，m为滚动体质量，w为内圈角速度，wm为滚动体公转速度，wr为滚动体自转速度，m′为轴承所受力矩，δc为径向游隙减小量，βi为球姿态角。
13、按上述方案，在所述步骤s2中，通过对保持架、滚动体和内圈的受力分析，建立保持架、滚动体和内圈的动力学平衡方程；
14、滚动体动力学微分方程为：
15、
16、保持架动力学微分方程为：
17、
18、内圈动力学微分方程为：
19、
20、按上述方案，在步骤s3中使用龙格库塔法，对滚动体动力学微分方程、保持架动力学微分方程和内圈动力学微分方程进行联合求解，x方向位移初值为10-6，速度、角位移、角速度初值为0，绕x方向的角速度初值为轴承旋转角速度。
21、按上述方案，在所述步骤s4中，根据轴承动力学行为计算轴承刚度的方法包括：
22、计算五维刚度矩阵k：
23、
24、刚度矩阵k中元素表达如下：
25、
26、其中，
27、
28、
29、其中，
30、
31、在式(6)中，其余未知量的求偏微分表达如下：
32、
33、按上述方案，在所述步骤s4中，功耗计算方法如下：
34、由滚动体和滚道弹性变形产生的摩擦造成的弹性迟滞功耗为：
35、
36、滚动体在内外滚道上由差速滑动引起的滑动摩擦功耗为：
37、
38、由自旋摩擦力矩引起的自旋摩擦功耗为：
39、
40、滚动体在运动时由润滑剪切作用产生的油膜剪切摩擦功耗为：
41、
42、保持架在转动过程中与引导套圈之间产生的摩擦力矩引起的功率损耗为：
43、pcg＝ωc(|mcg|+|mce|) (16)
44、滚动体在运动过程中由于润滑剂的作用在滚动体表面上产生粘滞摩擦阻力造成的功率损耗为：
45、pvj＝0.5ωbjdmπcdρedb2(0.5dmωi(1-dbcosαo/dm))1.95/(32g) (17)
46、式中，αo为初始接触角，dm为轴承的节圆直径，ρe为润滑剂的有效密度，cd为阻力矩系数，ωi为内圈角速度。
47、总功耗为：
48、
49、按上述方案，在所述步骤s4中，振动数据通过内圈动力学微分方程获得内圈加速度。
50、实施本发明的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，具有以下有益效果：
51、1、本发明方法综合考虑了滚动体与内、外滚道赫兹接触而产生接触载荷，滚动体公转运动产生离心力，自转运动产生陀螺力矩，润滑油的粘滞摩擦力和阻滞力矩，滚动体与滚道之间产生牵引力，以及力矩，滚动体与保持架之间作用力和摩擦力的实时变化，所得动力学行为更加符合工程实际，预测的轴承振动、功耗和刚度更加准确。
52、2、本发明通过轴承动力学模型准确预测轴承振动、功耗和刚度，进而综合分析轴承振动、功耗和刚度来合理设计轴承结构尺寸，形成高刚度小振动低功耗角接触球轴承结构设计方法。该方法也可以通过综合分析轴承振动、功耗和刚度来确定合理工况条件，也可用于不同工况条件和具体轴承对象的振动、功耗和刚度的综合分析，进而选取满足工况条件的轴承。此外，相同或相似的应用都是该专利的保护范围之内。
1.一种高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
2.根据权利要求1所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，所述结构参数包括轴承内圈、外圈、滚动体和保持架的结构参数，还包括材料参数，以及内圈、外圈、保持架、滚动体的初始位置参数；所述工况参数包括转速和外力矢量。
3.根据权利要求1所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，所述步骤s2中的轴承动力学模型通过下列公式表示：
4.根据权利要求3所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，在所述步骤s2中，通过对保持架、滚动体和内圈的受力分析，建立保持架、滚动体和内圈的动力学平衡方程；
5.根据权利要求4所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，在步骤s3中使用龙格库塔法，对滚动体动力学微分方程、保持架动力学微分方程和内圈动力学微分方程进行联合求解，x方向位移初值为10-6，速度、角位移、角速度初值为0，绕x方向的角速度初值为轴承旋转角速度。
6.根据权利要求5所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，在所述步骤s4中，根据轴承动力学行为计算轴承刚度的方法包括：
7.根据权利要求6所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，在所述步骤s4中，功耗计算方法如下：
8.根据权利要求7所述的高刚度小振动低功耗轴承结构设计方法，其特征在于，在所述步骤s4中，振动数据通过内圈动力学微分方程获得内圈加速度。
