圆柱轴承论文范文（精选8篇）
圆柱轴承论文 第1篇
广钢无缝钢管厂冷轧车间的两台冷轧机KPW125VMR、KPW75VMR是进口的二手机械, 自投产使用以来, 使用状况较差, 尤其是曲轴所使用的剖分式轴承部分, 事故频发, 导致两台冷轧机停台时间长, 维修成本过高, 对生产影响非常大。经技术人员对轴承进行国产化改造, 在很大程度上降低了单个轴承的成本, 维修费用也得到了很好的控制。但由于国产轴承在制造加工精度及材料性能上不如进口轴承, 故使用寿命比进口轴承短。在轴承本身的各项性能指标不可改变的情况下, 轴承安装的好坏及对轴承是否有良好的后期保养是保证轴承使用寿命长短的首要因数。对轴承的各种损坏情况进行分析, 找出其损坏发生的原因, 并加以解决具有非常重要的意义。
2 剖分式圆柱轴承结构简介
轴承结构按安装顺序分内圈、内圈卡环、滚动部分 (含保持架, 圆柱滚珠) 、外圈。内圈剖分截面过轴承中线并与轴向成8度交角。内圈卡环对称剖分, 装配时用螺丝紧固, 卡紧内圈。滚动部分对称剖分, 装配时用销定位, 用螺丝紧固。外圈对称剖分, 截面略成“V”型, 两边用螺丝紧固, 并有两个油孔。
3 剖分式圆柱轴承的损伤情况分析
据统计, 在2006年12月到 2007年12月一年时间里, 在例检时发现轴承有不正常的噪音, 对其进行开盖检查检修, 维修的次数高达6次, 更换轴承16个, 维修费达十几万。从历次的轴承故障情况来看, 其故障表现出来主要有轴承噪音和轴承温度过高两种形式。
3.1 轴承温度过高
在轴承已失效的情况下, 拆开轴承外圈, 带手套接触滚珠表面感觉烫手 (据经验估计表面温度最高时达到了200摄氏度左右) 。这种情况通常是:润滑油质量不符合要求或变质, 润滑油粘度过高;机构装配过紧 (间隙不足) ;轴承装配过紧或过松;轴承座圈在轴上或壳内转动;负荷过大;轴承保持架或滚动体碎裂等。
3.2 轴承噪音
轴承噪音形成的原因比较复杂。其一是轴承内、外圈配合表面磨损。由于这种磨损破坏了轴承与壳体、轴承与轴的配合关系, 导致轴线偏离了正确的位置, 故轴在高速运动时产生异响。其次是当轴承疲劳时, 其表面金属剥落, 也会使轴承径向间隙增大产生异响。此外, 轴承润滑不足, 形成干摩擦, 以及轴承破碎等都会产生异常的声响。轴承过量磨损松旷后, 保持架松动损坏, 也会产生异响。
从现场分析, 轴承的损伤形式主要有以下几种:
(1) 铜保持架断裂 (见图1) 。其原因是润滑不足、滚动体破碎、座圈歪斜等。
(2) 轴承内外圈划伤和产生裂纹 (见图2) 。轴承内外圈产生裂纹的原因可能是轴承配合过紧、轴承外或内圈松动、安装轴承的表面不良等。
(3) 轴承烧伤 (见图3、图4) 。烧伤的轴承, 其滚道、滚动体上有回火色。烧伤的原因一般是润滑不足、润滑油质量不符合要求或变质、以及轴承装配过紧等。
(4) 粘附和磨粒磨损伤害。轴承零件之间相对滑动摩擦导致其表面金属不断损失。持续的磨损将使零件尺寸和形状变化, 轴承配合间隙增大, 工作表面形貌变坏, 从而丧失旋转精度, 使轴承不能正常工作。其主要原因是载荷过大、安装不良 (非直线性) 、力矩载荷大、密封情况不良使内部进了用于导轨工作面润滑的乳化液。
(5) 接触疲劳 (疲劳磨损) 损伤 (见图5) 。轴承的滚子与滚道接触面上出现不均匀的凹坑, 说明轴承产生点蚀或麻点剥落。其原因是冷轧机在工作 中存在很大的静载荷或冲击载荷, 轴承表面受到循环接触应力的反复作用而使轴承工作表面的局部应力超过材料的屈服极限产生的损伤。
4 剖分式轴承损伤的控制措施
4.1 轴承润滑
KPW125VMR和KPW75VMR冷轧机所用的剖分式轴承的润滑原则上与其它滚动轴承的润滑基本一致。因脂润滑的润滑脂兼有密封作用, 密封结构和润滑设施简单, 补充润滑脂方便等因素, 轴承采用脂润滑。轴承的工作条件比较恶劣, 其工作性能能否获得有效发挥在很大程度上取决于轴承的润滑情况。根据统计, 轴承历次损坏的60%是由于润滑不良造成的。针对以上所述的轴承失效问题, 提出以下几点改进措施:
(1) 原所用的润滑脂是通用锂基脂, 因轴承载荷大, 转速不高时, 通用锂基脂锥入度过底, 加不进油。可改为2号轧辊轴承润滑脂, 因其锥入度较前者要高, 能耐高温, 轴承的润滑效果有明显的提高。
(2) 冷轧机所用的剖分式轴承是通过轴承座外部加油的, 润滑油经过轴承座内壁油槽从轴承外圈的油孔进入到辊子组内外。因轴承外圈油孔孔径太小及加油机压力不够, 润滑油加不到轴承里面。可增开两个油孔并加大油孔孔径, 并将原驱动电机为5.5kW的加油机更换为11kW电机驱动的加油机。
(3) 制定具体的安装操作流程, 并对现场的检修人员进行管理, 防止疏忽使轴承和润滑脂在安装过程受到污染, 严禁使用已经跌落在地上的或是二次使用的油脂被重新收集再用, 特别要求钳工在装配时要注意保洁。
(4) 用轴承润滑脂填充量的估算公式来确定润滑脂更新与补充时的用量 (原来由生产工人根据个人经验判断进行更新补充) 。
具体估算公式是:
Q=0.005×D×B
式中 Q——填充量, g;
D——轴承外径, mm;
B——轴承宽度, mm。
计算得 KPW75VMR: Q=392 (g) ;
KPW125VMR: Q=703 (g) 。
又因轧机主电机设计最高工作转速为1 250r/min, 但实际工作使用的转速为400r/min左右。按两转速比考虑, 根据无锡托林顿提供的参数润滑脂的填充量占轴承内部空间的2/3为宜。即确定每次填加的润滑脂KPW75VMR为260g、KPW125VMR为460g。
经过上述改进之后, 2007年6月份到2008年6月份没有出现由于润滑不良造成轴承损坏的情况。
4.2 轴承安装
轴承的径向游隙对轴承的寿命、温度、噪音都有很大的影响。间隙太大会产生振动;间隙过小, 则磨损增大, 产生高温, 严重时产生烧死。因为剖分式滚动轴承其本身结构的因素, 决定了它不能象其它滚动轴承那样可以在安装现场通过塞尺或其它专业仪器来测定径向游隙的大小。
根据多次的安装使用情况来看, 径向游隙的大小可借用国家和轴承行业标准 (GB/T 3573—1993) 圆柱孔的球面滚子轴承的径向游隙来确定, 常规最小95μm, 最大145μm, 在现场的安装中还允许正负5%的偏差。轴承安装前, 要先测量轴承的径向游隙, 将轴承立置于平台上, 用手压住轴承外圈, 注意保持内外圈不倾斜, 左右转动内圈0.5～1圈, 使滚子稳定后, 打开剖分式外圈, 在滚珠表面放一条锡丝 (可用开关保险丝) , 合上外圈锁紧后再打开, 测量锡丝的最薄处, 然后再转动滚子组按上法沿圆周方向均匀取几处测量, 取平均值。若几个平均值小于90μm或大于150μm就将此轴承列为不合格品不用。另外轴向间隙, 间隙值可参照以下公式来大概估算:
C=@△tL+0.15
式中 C——轴承外圈与端盖间的距离, mm;
L——两边轴承中心距, mm;
@——轴材料的线澎涨, 钢:@=12×10-6℃;
t——轴承最高工作时的温度与环境温度之差, ℃。
5 轴承的判断及保养
轴承拆检后, 有些轴承整体初看完好, 但判断其是否还可用及还能用多长时间则必须充分考虑轴承的损伤程度、机械性能、重要性、运转条件等。如果有下述缺陷则不能再使用, 必须更换新轴承, 以防止增加检修的次数及影响其它工作部件。
(1) 套圈、滚动体任何一个上有断裂。
(2) 滚动道面、挡边、滚动体上有显著的卡伤。
(3) 保持架磨损显著或者铆钉显著松弛。
(4) 因热而造成的变色明显。
(5) 封入润滑脂的轴承防尘盖的破损明显。
(6) 内圈、外圈、滚动体、保持架的任何一个上有裂纹或缺口。
为了尽可能长时间地以良好状态维持轴承本来的性能, 须保养、检修、以求防事故于未然, 确保运转的可靠性, 提高生产性、经济性。保养要按相应机械运转条件的作业标准定期进行。内容包括监视运转状态、补充或更换润滑剂、定期拆卸的检查。作为运转中的检修事项, 如轴承的旋转音、振动、温度、润滑剂的状态等等。运转中发现异常状态, 应立刻查找原因, 寻求对策。
6 结束语
通过对KPW125VMR及KPW75VMR冷轧机组中所使用的剖分式滚动轴承损坏情况的分析, 同时对安装方法等进行改进, 有效地提高了轴承的使用寿命, 从而缩短了设备的停台时间, 节约了大量的维修资金。然而, 影响轴承使用寿命的还有设备整体的不断老化, 尤其是在传动机构中各部件机械性能的下降或出现的损坏等。还有待进一步分析和解决。
参考文献
[1]成大先.机械设计手册.化学工业出版社, 2004.
圆柱形内空SKF轴承的安装 第2篇
圈的端面迫使SKF轴承到为，但敲击力必须均匀分布于SKF轴承套圈上，
SKF轴承外圈与SKF轴承座孔为紧配合、内圈与轴为较松配合时，可将SKF轴承先装于轴上。当SKF轴承套圈与轴或SKF轴承座孔均是紧配合时,应用一个特制的安装套桶同时把SKF轴承压到轴或SKF轴承座上，
分离型SKF轴承的安装由于内圈与外圈可方便地分别装到轴或SKF轴承座上.此时应引起注意的是将是将已经装好内圈的轴插入已装好外圈的SKF轴承箱时，尽量使其保持同心，以防擦伤滚动体和滚道。
弹性复合圆柱滚子轴承结构设计研究 第3篇
关键词：弹性复合圆柱滚子轴承,填充度,有限元分析,载荷,接触应力,弯曲应力
0 引言
圆柱滚子轴承作为一种重要的机械元件,其工作性能直接影响到主机的工作性能。机械设备复杂程度的日益提高,以及高速、重载、高精度等极端工作条件和使用要求的不断提出,对圆柱滚子轴承的安全服役、动态性能、承载能力等方面提出了越来越高的要求。传统圆柱滚子轴承的滚动体一般为实心圆柱滚动体,在应用中发现,实心圆柱滚子轴承存在诸如承载精度不高、振动噪声大、高速或重载情况下易损坏等不足。
为了克服传统的实心圆柱滚子轴承存在的弊端,国外设计出了空心圆柱滚子轴承[1]。空心圆柱滚子轴承的结构特点是滚动体为空心状。空心圆柱滚子轴承分为有预负荷和无预负荷两种[2]。由于空心圆柱滚动体比实心圆柱滚动体具有更大的弹性,所以在受载情况下空心圆柱滚动体与套圈的接触面积增大,从而减小了接触应力,延长了轴承的使用寿命[3]。由于空心圆柱滚子轴承质量小、离心惯性力小、适应的转速高,所以空心圆柱滚子轴承在高速轴承中的应用受到了广泛的重视[4]。人们不断地设计各种新型的空心圆柱滚子轴承,并在结构设计、理论和应用研究上做了大量的工作[5,6,7,8,9,10,11,12]。
理论和试验研究表明,空心圆柱滚子轴承具有多方面的优点,但在使用中也出现了一些问题,特别是受载的空心圆柱滚动体处于周期性交替变形状态,在载荷较大情况下,空心圆柱滚动体内孔的弯曲应力导致滚动体发生弯曲疲劳断裂,滚动体的断裂失效成为了空心圆柱滚子轴承的主要破坏形式[2]。
传统实心圆柱滚子轴承和空心圆柱滚子轴承在工程应用中存在某些不足,难以满足现代机械发展应用的某些特殊要求。本文根据组合创新原理,通过对圆柱滚子轴承的结构进行创新研究,提出了一种在空心圆柱滚动体中嵌入聚四氟乙烯(PTFE)材料的弹性复合圆柱滚子轴承新结构的设计方法。弹性复合圆柱滚子轴承通过在空心圆柱滚动体内嵌入PTFE材料改善了滚动体的受力状况,增强了轴承的承载能力,降低了空心圆柱滚动体的内壁弯曲应力,进一步提高了轴承的疲劳寿命。PTFE材料的优良物理特性还可使轴承具有降噪、减振的作用。
1 弹性复合圆柱滚子轴承的概念
基于圆柱滚子轴承结构创新研究,针对实心圆柱滚动体接触应力过大和空心圆柱滚动体内孔弯曲应力过大的不足,提出一种切实有效的增大滚动体与滚道接触半宽、减小接触应力、提高轴承综合疲劳强度的圆柱滚子轴承的设计新方案。该方案设计的圆柱滚子轴承实质上是在空心圆柱滚子轴承的空心圆柱滚动体中嵌入一种物理性能良好的高分子材料———聚四氟乙烯(PTFE)。同时,为了改善滚动体边缘应力集中的影响,在空心圆柱滚动体内部的两端边缘设计了带斜度的深穴[9]。三种滚动体结构见图1。按此方案设计的圆柱滚子轴承被命名为弹性复合圆柱滚子轴承[12,13],具体结构见图2。
1.轴承外圈2.深穴空心滚动体3.高分子材料4.轴承内圈5.弹性复合圆柱滚动体
由于弹性复合圆柱滚子轴承的滚动体较实心圆柱滚动体更容易变形,所以在相同载荷作用下滚动体与轴承滚道的接触半宽增大,接触应力相应减小;相对实心圆柱滚动体而言,弹性复合圆柱滚动体的受力状况明显改善,特别是滚动体内孔弯曲应力减小,因此,轴承的抗疲劳破坏能力增强,安全服役寿命延长。这种新型轴承除了可以延长安全服役寿命、提高转动精度外,还有明显的减振降噪效果,这是因为嵌入的PTFE材料有良好的吸收振动能量的特性。对比试验表明,弹性复合圆柱滚子轴承的减振降噪效果明显优于实心圆柱滚子轴承和空心圆柱滚子轴承,这使得轴承本身乃至轴承支撑的整个机械系统的动态性能得到进一步的改善。由于嵌入PTFE材料的密度(2.2~2.3g/cm3)远小于轴承钢的密度(7.58~7.80g/cm3),对于相同外径的滚动体,弹性复合滚动体的质量比实心圆柱滚动体质量要小,因此,弹性复合圆柱滚子轴承的极限转速要高于实心圆柱滚子轴承。
2 弹性复合圆柱滚子轴承有限元建模
根据接触弹性力学的有关理论,用ANSYS软件对弹性复合圆柱滚子轴承的滚动体与内圈的接触进行有限元分析。在带有深穴的空心圆柱滚动体的内孔填充PTFE材料构成弹性复合圆柱滚动体,其关键的尺寸是滚动体直径D、材料填充直径d、滚动体有效长度L,如图3所示。定义滚动体的填充度K=d/D。
根据GB/T4661-2002以及GBT 283-2007得出滚动体系列尺寸,见表1。滚动体材料采用35Cr,其弹性模量为206GPa,泊松比为0.3,滚动体内嵌PTFE材料的弹性模量为280MPa,泊松比为0.4。对利用上述参数建立的几何模型进行有限元分析。弹性复合圆柱滚动体是由两种材料构成的非连续体,其分析过程比较复杂,通过初期的分析比较,采用1/2弹性复合圆柱滚动体和部分轴承内圈作为有限元分析模型比较合理,如图4所示。
mm
为了保证弹性复合圆柱滚子轴承的滚动体与内圈的接触处计算精度,对该处网格进行细化,单元类型选择Solid186,并应用了有限元分析中的面与面的接触分析方法;使用单元类型TARGE170定义内圈面为目标面,使用CON-TA174定义滚动体表面为接触面,并以此创建接触对,如图4所示。
影响弹性复合圆柱滚子轴承疲劳寿命的关键因素是线接触处的最大等效接触应力和滚动体内壁的弯曲应力。弹性复合圆柱滚动体受力分析点见图5,轴承在工作中处于交变应力状态,为了得到更合理的结构,利用有限元分析方法对弹性复合圆柱滚动体内壁(B、C、E点)以及外壁(A、D、F点)的von Mises应力、主应力及相关的变形量进行计算,并对结果进行优化分析,得出合理的滚动体填充材料直径,确定相应滚动体的填充度,为弹性复合圆柱滚子轴承的设计提供基础数据。
3 结果与分析
在等效应力以及弯曲应力最小即弹性复合圆柱滚子轴承承载能力最强的条件下优化d的数值。根据弹性复合圆柱滚子轴承有限元建模和填充度计算公式K=d/D,取重载的工况(受力最大滚动体承受载荷F=47.5kN),分析得出填充度K和接触应力、von Mises应力、弯曲应力以及变形量之间的关系。
(1)基于接触应力对填充度进行优化。弹性复合圆柱滚动体与内圈的接触属于名义线接触[14],弹性复合圆柱滚动体和内圈产生的最大接触应力与滚动体填充度关系的有限元计算结果如图6所示。由图6可知,随着滚动体填充度的增大,最大接触应力并不呈规律性变化,滚动体填充度在30%~40%区间时,最大接触应力呈上升趋势;滚动体填充度超过40%后,最大接触应力下降,在55%处左右出现一个低谷;滚动体填充度在55%~60%区间时,随着滚动体填充度的继续增大,滚动体最大接触应力增大;滚动体填充度在60%~75%区间时,最大接触应力呈下降趋势。
(2)基于von Mises应力对填充度进行优化。给定载荷下,最大von Mises应力与滚动体填充度关系的有限元计算结果如图7所示。根据图7的结果分析,随着滚动体填充度的增大,其von Mises应力也增大,在K=50%附近的区域出现了一个峰值,随着滚动体填充度的继续增大,von Mises应力在K=55%处到达一个低谷,之后一直呈上升趋势。
最大von Mises是影响轴承疲劳寿命的准则之一[7]。综上所述,在von Mises应力方面考虑弹性复合圆柱滚动体的承载,其滚动体填充度选择55%左右比较合理。
(3)基于弯曲应力对填充度进行优化。弹性复合圆柱滚动体内壁的弯曲应力与滚动体填充度关系的有限元计算结果如图8所示。根据图8结果分析,结合图5,滚动体内圈在C点处受拉,在E点处受压。从应力变化情况分析,滚动体填充度在30%~50%范围内时,拉应力和压应力均随滚动体填充度增大而增大;滚动体填充度在50%~60%范围内时,拉应力和压应力均相对平稳;滚动体填充度大于60%时,拉应力和压应力均呈增大趋势。弯曲应力是影响弹性复合圆柱滚子轴承承载性能的因素之一[15]。根据文献[5]提供的数据,弯曲应力小于490MPa时滚动体不发生弯曲疲劳断裂。
(4)基于变形量对填充度进行优化。滚动体的径向变形量直接影响滚动体的刚度和轴承的工作精度。在受载条件下,弹性复合圆柱滚动体的径向变形量有限元计算结果如图9所示。由图9可以看出,滚动体的径向变形量随着滚动体填充度的增大而增大,滚动体填充度在65%以下时径向变形量在0.05mm以下,这符合滚动体的刚度要求。
4 试验验证
为验证上述分析结果,笔者利用某研究所设计制造的轴承试验器(图10)进行了弹性复合圆柱滚子轴承的疲劳寿命试验。试验前先对不同填充度滚动体进行径向载荷变形测试,以保证滚动体的刚度都符合要求。测试结果表明填充度在70%以下的滚动体刚度都达到要求。在此基础上,选取相同外形尺寸,滚动体填充度分别为35%、40%、45%、50%、55%、60%、65%、70%的弹性复合圆柱滚子轴承的试件各两组进行疲劳寿命试验。试验结果表明,滚动体填充度为55%时弹性复合圆柱滚子轴承出现疲劳破坏的时间最晚,其疲劳寿命最长,试验有效地验证了有限元分析结果(具体试验过程将另文论述)。
5 结论
(1)根据组合创新原理提出一种弹性复合圆柱滚子轴承设计新方法。
(2)应用ANSYS软件对弹性复合圆柱滚子轴承进行有限元建模,从接触应力、von Mises应力、弯曲应力以及变形量方面讨论了填充度与承载性能的关系,在重载(F=47.5kN)下弹性复合圆柱滚动体填充度最优值为55%,试验验证了有限元分析结果。
圆柱轴承论文 第4篇
关键词：圆柱滚子轴承,接触应力,疲劳寿命,高速轴承
0 引言
圆柱滚子轴承一般用于载荷较大的场合, 与同尺寸球轴承相比, 圆柱滚子轴承通常具有更高的刚性和更好的抗疲劳性[1]。轴承的疲劳寿命是轴承设计与使用中的重要参照因素, 对于滚子轴承来说主要的失效形式是接触疲劳, 但是由于金属材料的接触应力一般较大, 要进行零部件全尺寸的接触疲劳试验耗时会相当长。另外, 大量实验数据表明, 滚动轴承在型号、转速等外在条件完全一致的状况下, 其实验寿命结果最大值与最小值相差甚远, 即寿命的离散性很大[2]。因此要想得出一组可靠的数据, 必须开展大量的疲劳实验, 这样的费用是高昂的。因此, 理论计算方法在获得轴承接触疲劳寿命在实际生产过程中就显得非常重要。
轴承的经典疲劳寿命计算方法是建立在Lundburg和Palmgren等人的经验基础上。大量的生产实践证明, 这种方法是较为可靠的。但在直升机疲劳定寿中, 目前国内外对传动系统零部件的疲劳寿命评估普遍采用的是名义应力法的有限寿命设计[3]。其设计基本思想是从材料的S-N曲线出发, 再考虑可靠度、应力集中系数等多种影响因素;最后结合应力值求出疲劳寿命值[4]。本文基于接触应力对圆柱滚子轴承的疲劳寿命进行了计算, 并将计算结果与经典疲劳寿命理论结果进行了比较。证明这种方法是可行且较为可靠的, 为圆柱滚子轴承的疲劳寿命特别是针对直升机传动系统轴承部件的疲劳寿命评估提供了一定的依据。
1 圆柱滚子轴承接触疲劳寿命分析的基本原理
1.1 L-P疲劳寿命计算理论
轴承疲劳寿命的计算方法建立在Lundburg和Palmgren的理论基础上。对于圆柱滚子轴承, 在法向载荷Q作用下, 滚子与滚道线接触的寿命为:
式中, 滚道额定接触动载荷Qc为:
式中, D为滚子直径;l为滚子有效长度;Z为滚子数;γ为Dcosα/dm;α为接触角;dm为节圆直径;λ是随滚子引导方式而变化的系数。
圆柱滚子轴承的寿命由内、外环疲劳寿命的交集表示
式中, Lμ为滚子与内滚道接触寿命;Lν为滚子与外滚道接触寿命;对于线接触轴承, 威布尔斜率e取9/8。
建立在Lundburg和Palmgren的疲劳寿命理论是对轴承理论的重要发展。但是, T.A.Harris同时也指出了它存在的两个主要缺点[1]:
a) 这种计算轴承表面滚动接触疲劳寿命的方法不能与其他工程结构疲劳计算方法相关联, 即不具备通用性。
b) 该种方法得出的结果不论外加载荷是多大, 轴承的疲劳寿命总是有限的。然而实验证明经过标准设计和采用高品质钢材制造的轴承其无限长的疲劳寿命是实际存在的。
因此, 该公式不能说明无限疲劳寿命, 也就不完全适合结构疲劳预测。在超出试验条件时, 必须采用一些经验寿命调整系数来进行改进。
1.2 滚子法向载荷和接触应力的计算
由于滚动体的轨道速度和绕自身轴线的转动, 在滚动体和滚道之间会产生动力载荷。这种载荷在中、低速运转下, 与作用在轴承上的径向载荷相比是很小的, 因此在轴承寿命的经验计算公式中转速对结果并没有影响;但对于高转速来说, 滚动体的动力载荷即离心力和陀螺力矩将改变作用载荷在滚子之间的分布。在直升机主减速器的第一级传动中, 由于输入轴的转速较大, 因此在主减速器的第一级传动中通常采用高速轴承。因此, 在这里有必要对轴承受到的法向载荷进行详细的求解计算。
在不计摩擦力矩和油膜作用的情况下, 承受径向载荷Fc的高速圆柱滚子轴承的滚子受载如图1所示。
图中, Qij和Qoj分别为在任意角位置ψj处内、外滚道与滚子间的法向作用载荷;Fc为滚子受到的离心力;考虑力的平衡有:
式中, K为载荷位移系数;δ为接触变形;对于以速度nm绕轴承轴线转动的钢制滚子, 离心力Fc可表示为:
因为δrj=δij+δoj, 式 (4) 可以被改写为以下形式:
从受载轴承的几何关系可以确定任意方位角ψj处的总径向压缩变形为:
式中, Pd为径向游隙, 将式 (8) 代入式 (7) , 可以得到:
另外在轴承的径向载荷作用方向, 同样满足力平衡要求:
联立式 (9) 和式 (10) 可求解由Z+1个方程构成的非线性方程组。采用Quasi-Newton法对平衡方程构成的非线性方程组进行迭代求解。
图2给出了高转速圆柱滚子轴承应力计算的流程图。首先输入轴承的基本参数和工况条件, 然后计算出载荷位移系数等方程组中所需的数值。随后根据式 (9) 和式 (10) , 采用Quasi-Newton (拟牛顿) 法求解高转速下轴承的接触变形δij;若Δδij的结果不满足给定的精度要求, 则令δij=δ (ijn-1) +Δδ (ijn-1) , 并返回上一步继续进行迭代, 直到满足精度要求。最后计算出滚子与内、外滚道的载荷。
由于基于接触应力法只考虑最大应力处的疲劳损伤, 因此载荷Q应为轴承滚动体受到的最大载荷Qmax, 即瞬时处于位置角ψ=0时的滚子与滚道间的载荷。
根据Hertz接触应力理论, 对于理想线接触的两圆柱体, 其最大接触应力σmax和接触椭圆短半轴b为:
式中, ∑ρ为曲率和函数;ξ为泊松比;E为弹性模量。
1.3 疲劳寿命曲线的确立
结构的疲劳特性通常采用S-N曲线来描述, 即结构承受的载荷与其在该载荷下发生疲劳破坏所经历的循环次数的关系曲线[5]。本文选用直升机设计中常用的三参数幂函数, 即
式中, C和m为材料的常数, S0为材料的疲劳极限, 对式 (13) 两边同时取对数有:
令A0=lg C, B0=-m, Y=lg N和X=lg (S-S0) 代入式 (14) 中, 可以得到线性方程:
圆柱滚子轴承的材料选取GCr15轴承钢, 查取《机械工程材料性能数据手册》, 其接触疲劳性能数据见表1所示。
GCr15轴承钢的接触疲劳极限为2 000 MPa, 在线性坐标系下拟合可以得到存活率为50%、90%及99%时对应参数C和m的值, 从而得到不同存活率下对应的S-N曲线方程。
2 接触疲劳寿命实例分析与比较
圆柱滚子轴承在承受径向载荷为15 000 N, 材料为GCr15, 轴承的主要参数如表2所示。
改变圆柱滚子轴承的参数, 通过建立在Lundburg和Palmgren的经典疲劳寿命理论得到的结果与基于接触应力得到的疲劳寿命结果进行比较。
图3至图5是转速在2 000 r/min情况下, 改变圆柱滚子轴承设计参数得到的疲劳寿命。不难发现基于接触应力得到的疲劳寿命与经典理论方法得到的疲劳寿命在趋势上完全一致, 且数值上也较符合, 这充分说明了该方法的可行性。另外, 在轴承设计参数趋于安全的情况下, 基于接触应力得到的疲劳寿命值变化更为明显, 即随着轴承设计安全性的增强其寿命是趋于无限寿命的。这弥补了经典理论的不足。
图6是基于接触应力和经典疲劳寿命法分别随转速变化的疲劳寿命趋势图。可以发现:基于接触应力得到的寿命值随着转速的增大, 变化较经典理论方法更为明显。这是因为接触应力法在计算寿命时只考虑最大应力处的疲劳损伤状况, 而经典理论方法考虑的是内、外滚道与滚子间的载荷综合状况, 这也是其变化趋于平缓的主要原因。由此可见, 基于接触应力法在针对高转速圆柱滚子轴承疲劳寿命的计算中, 其结果是趋于保守的, 这也符合该方法偏于安全的特征。正是因为这样的特点, 使得其在航空附件的疲劳寿命评估中得到了广泛的运用。
3 结论
本文应用航空零部件疲劳定寿中常用的名义应力法, 基于轴承的接触应力对圆柱滚子轴承的疲劳寿命进行了预估算。考虑离心力等因素对轴承载荷的影响, 并采用三参数幂函数方程计算得到了轴承的疲劳寿命。其结果与建立在Lundburg和Palmgren的经典寿命计算结果相符。充分说明了该理论运用于圆柱滚子轴承寿命计算的合理性。相较于经典理论, 基于接触应力得到的轴承疲劳寿命, 在计算过程中更能体现出材料对疲劳寿命的影响, 且在材料强度大或设计趋于安全的情况下能够达到无限寿命, 从而克服了经典理论无法获得无限寿命的不足。
参考文献
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圆柱轴承论文 第5篇
轴承故障诊断一直是轴承领域研究的热点, 也出现了很多不同的有效的故障诊断方法。从飞云等[1]提出了基于自回归预测滤波的谱峭度分析方法;蒋玲莉等[2]提出了将经验模态分解和模糊聚类相结合的方法;易挺等[3]介绍了倒频谱的方法。上述文献主要针对轴承外圈故障、内圈故障和滚动体故障进行诊断, 而对轴承磨损失效的研究较少涉及。张宪文[4]通过实验的方法, 测出了不同磨损程度径向间隙下轴承的油膜压力分布情况;徐淑萍[5]在对滚子轴承载荷分布进行推导后得出了不同间隙下轴承的使用寿命;Kabus等[6]针对一种高精度准静态六自由度摩擦理论模型模拟了圆柱滚子轴承的接触碰撞, 发现轴承的磨损间隙越大, 系统的非线性度越大。
上述对轴承故障诊断的研究大多单独针对轴承, 没有将轴-轴承-基座作为整体, 对传动系统的研究较少;磨损轴承的间隙均在相关标准允许的范围内, 对远超出标准的间隙系列未有研究, 也没有得出一个可以很好地表征轴承磨损失效的特征值。本文以轴-轴承-基座台架这一整体为研究对象, 对轴承不同程度的磨损失效形式进行了建模, 揭示了轴承的失效过程, 得出了有效表征滚动轴承磨损失效的特征值, 并进行了实验验证。
1 系统建模
图1所示为本文研究的轴-轴承-基座台架的ADAMS动力学仿真模型。设定台架和大地固定连接, 基座和台架固定连接, 轴承外圈、内圈分别与基座、轴固定连接, 滚动体与轴承内外圈及保持架碰撞接触。为了更加贴近实际情况, 对基座进行了柔性化处理。轴承型号为NJ204, 外径为47mm, 内径为20 mm, 滚动体直径为6.5 mm, 滚动体个数为11;正常轴承间隙为10μm, 有一定磨损量的轴承间隙系列为80、150、200、250、300μm。仿真模拟时间为0.25 s, 2500步。
1.1 滚动轴承载荷变形协调方程
由于轴承外圈受基座约束、内圈受轴颈约束, 为了简化计算, 假设变形仅是由于滚动体与内外圈滚道间的接触变形而产生的, 而内外圈整体保持原有的尺寸和形状, 那么考虑轴承间隙h时, 不同位置角下的滚动体与内外圈的接触变形为
式中, δmax为径向最大变形量;ψ为滚子位置与垂直径向力之间的夹角;δiψ、δoψ分别为滚子和内外圈的接触变形量。
滚子的修缘处理避免了接触区域的应力集中, 所以滚子和内外圈的接触就不能简单地认为是经典的赫兹线接触形式, 对此将滚子沿轴向使用切片法分成n个圆片[7,8], 这样接触变形量δ与载荷Q的关系为
式中, E1、E2为滚子和内外圈的等效弹性模量;Q为法向接触载荷;l为接触长度;υ1、υ2分别为滚子和内外圈的泊松比, 取值为0.3。
对位置角ψ处的滚子进行受力分析, 考虑离心力, 可得受力平衡方程如下:
式中, mj为第j个滚子的质量;xk为第k个原片中心和滚子质心的距离;ωd为滚动体的自转速度;Dm为滚动体直径;n为对滚动体进行切片的数目。
通过Newton-Raphson方法可以求出不同位置角ψ的接触载荷Qiψ、Qoψ及接触变形量δiψ、δoψ。从而可以计算得到滚子与内外圈之间的接触刚度为
1.2 碰撞模型主要参数及求解方法
在ADAMS中, 碰撞力定义为
式中, q为两个对象之间实际距离;q·为变量q的时间导数;q0为触发距离, 用来确定冲击力是否起作用, 该参数为一个实常数;k为刚度系数;e为弹性力指数;c为阻尼系数;d为刺入深度。
通过式 (5) 计算可以得出轴承承受最大径向载荷时, 滚子与外圈接触刚度为1.8×107N/mm, 滚子与内圈接触刚度为1.5×107N/mm, 非线性指数为1.5, 最大接触阻尼为1.42×102N·s/m, 最大穿透深度为1μm, 仿真求解方法采用适合高频系统的非刚性稳定算法积分器ABAM求解器。
1.3 仿真模型准确性分析
在仿真中, 滚动体和内外圈及保持架是碰撞接触的, 由于轴的旋转, 内圈与滚动体碰撞, 滚动体与保持架碰撞, 在碰撞力的作用下, 保持架会有一个轴向角速度, 这个角速度是一个可以评价系统运行平稳性的重要指标, 保持架理论转速ωc计算公式如下:
式中, ωi为轴的转速;DW为滚动体直径;dm为滚动轴承节径。
从图2可以看出, 在稳定情况下, 保持架角速度理论计算值为14.1 rad/s, 仿真平均值为14.3 rad/s, 理论计算值与仿真值误差为1.3%, 由此可见该仿真方法能够准确地分析轴承动力学特性。
2 磨损失效仿真及特征提取
在图1所示模型基座上定义6个关键位置, 不同间隙下, 提取这些位置的加速度信号, 图3所示为间隙h=10μm时位置点1的加速度振动信号。
通常, 机械故障诊断中所遇到的时域信号都是实信号, 实信号的傅里叶变换含有负频率, 对信号处理带来麻烦, 若对仿真信号x (t) 进行Hilbert变换可以对负频率成分做+90°的相移, 得到原信号的解析信号xa (t) (其频谱是原实信号正频谱的2倍) :
式中, a (t) 为原信号的包络信号。
由于滚动轴承发生故障时产生的振动信号具有调制的特点[9,10], 所以对其进行Hilbert变换可以实现包络解调, 实现载波和调制波分离。对包络信号a (t) 进行傅里叶变换得到:
定义信号的频率中心fm及信号频谱的集中度fσ为
其中, N为y (ω) 的长度;fs为信号的采样频率。信号频谱的集中度fσ能反映出信号频谱的集中程度, 其值越小反映出信号特征频率越集中, 反之则表示信号特征频率越分散, 绘制fσ与间隙的关系图, 结果见图4。
从图4可以看出, 信号的频谱集中度与轴承径向间隙为非线性关系, 集中度fσ能够比较明显地反应出轴承磨损失效时径向间隙的规律, 是表征轴承磨损故障有效的特征值。
3 实验验证
3.1 实验台搭建
为验证滚动轴承磨损失效的故障特征, 搭建的滚动轴承磨损失效机理实验台以湖南科技大学Spectra Quest公司生产的机械故障综合模拟实验台为平台, 如图5所示。信号采集及监测系统包括:奥地利Dewetron公司的DEWE-16通道高精度数据采集仪、美国PCB6OSAn加速度传感器及数据处理系统。
3.2 实验条件及过程
由于条件限制, 无法收集到大量不同间隙系列的轴承进行研究, 所以需对轴承进行故障模拟。实验轴承型号与仿真轴承相同, 本实验所用的轴承为内圈单挡边可分离式圆柱滚子轴承NJ204, 对24个样品内圈滚道进行精磨, 得到不同间隙系列见表1所示。实验过程中电机转速为10、15、20、25、30 r/min。转盘质量为2.03 kg, 采样频率fs=10 k Hz。
实验所用传感器为美国PCB608A11加速度传感器, 其灵敏度为100 m V/g, 在电机端及负载端基座上分别在轴向 (x方向) 、垂直方向 (y方向) 、水平方向 (z方向) 安装传感器。实验过程分两组进行:第1组实验电机端和负载端的轴承分别安装表1所示的同一间隙系列, 总计实验12次;第2组实验电机端轴承间隙为10μm, 负载端轴承每一个系列选两个轴承进行实验, 第2组总计实验12次。
实验过程中电机转速设定为10、15、20、25、30、35 rad/s。实验总计144×6组样本数据。
3.3 实验结果分析
对实验采集的数据进行小波包消噪, 图6所示为电机端轴承间隙h=40μm, 主轴转速为35rad/s时, y方向原信号与消噪信号。消噪后的振动信号幅值比原信号幅值变小, 密集度降低, 冲击过程更加明显。
3.3.1 不同轴承安装方式的对比分析
考虑到电机和轴之间的柔性连接器会对电机端轴承振动信号产生影响, 将第1组实验电机端、负载端及第2组实验负载端的振动信号进行对比分析, 结果如图7所示。
将第1组实验负载端与电机端的特征数据进行对比, 发现电机端的包络信号频谱集中度小, 在间隙为50~150μm下两者的差值最大。这是由于弹性联轴器对电机端轴承的振动信号有一定的影响, 频谱集中度与轴承间隙的对应关系一致, 都随着间隙的增大, 频谱集中度增大。
将第1组实验负载端与第2组实验负载端进行对比, 发现第2组实验负载端的信号频谱集中度比第1组实验负载端的信号频谱集中度要小, 并且在轴承间隙为10~160μm变化得比较平缓, 在间隙为160~230μm增大得比较快, 当间隙超过230μm后, 又表现得比较平缓, 这是由于受到电机端正常轴承 (间隙h=40μm) 的影响。
3.3.2 仿真和实验的对比分析
将第1组实验负载端的振动信号与仿真模型位置点1提取的信号进行对比分析, 结果如图8所示。
从图8可以看出, 仿真和实验的信号频谱集中度与轴承间隙的关系趋势一致, 随着间隙的增大, 信号频谱集中度数值增大;但仿真结果比实验结果数值偏小, 其原因主要是实验现场系统复杂, 会对结果产生干扰, 而仿真忽略了外界干扰的影响;信号频谱集中度这一个特征值可以比较明显地表征由于轴承磨损失效故障所带来的轴承间隙增大故障。
4 结论
(1) 建立了以轴-轴承-基座台架整体为研究对象的ADAMS仿真模型, 并对基座进行了柔性化处理, 实验结果显示柔性化处理的结果比较接近实际情况。
(2) 研究的磨损失效轴承间隙范围大, 从10μm到300μm不等, 比较真实地揭示出了轴承磨损失效的过程, 结果显示, 随着间隙的增大, 轴承基座振动信号的频谱集中度也增大;靠近柔性连接器的基座信号频谱集中度比远离端要低, 同一根轴上的正常轴承会减缓磨损失效轴承的频谱集中度。
(3) 研究表明信号频谱的集中度能够比较有效地表征轴承由于磨损失效所导致的径向间隙增大的这一特征, 对于滚子轴承磨损失效故障诊断具有一定的理论指导意义。
摘要：针对滚子轴承磨损失效易导致系统性能恶化的问题, 以轴承NJ204为研究对象, 通过对轴-轴承-基座为整体建立模型, 对不同程度的磨损失效轴承进行了仿真分析, 揭示了轴承的失效过程, 得到了失效故障特征值, 并进行了实验验证。仿真和实验结果都表明基座振动信号频谱集中度能反映轴承磨损失效的程度, 其值随轴承间隙的增大而增大。
关键词：滚动轴承,磨损失效,频谱集中度,间隙
参考文献
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圆柱轴承论文 第6篇
锥形内孔的圆柱滚子轴承是一种常用的机床主轴轴承, 其作为机床的重要零件, 对机床的加工精度起着至关重要的作用。锥形内孔的圆柱滚子轴承安装后可以获得正游隙、零游隙或者预载 (游隙为负) , 但是如果在装配过程中对其游隙调整不当, 不能获得合理的安装游隙, 则会出现机床主轴精度不稳定、机床主轴刚性不足、加工过程中出现噪音和振动等一系列问题, 严重影响到加工零件的精度。
在通常的中、小规格机床中使用的圆柱滚子轴承一般规格较小, 可以通过配磨轴承隔垫这样的定量预紧方式来对其进行游隙调整, 但对于大规格机床而言, 使用的圆柱滚子轴承规格较大, 拆装不便, 因此圆柱滚子轴承游隙的调整不便采用定量预紧的方式, 这就对大规格机床主轴轴承的装配造成了一定困难。采用本文阐述的大规格车床圆柱滚子轴承游隙的调整方法, 能在圆柱滚子轴承的装配过程中方便、有效地进行游隙的调整, 来获得合理的安装游隙, 极大地提高了机床的装配效率。
2 调整方法
图1为我公司生产的一种大规格车床的主轴结构示意图, 其主轴轴承由锥形内孔 (1∶12锥度) 的圆柱滚子轴承和双向角接触轴承构成, 在装配过程中, 通过调整圆柱滚子轴承内圈在主轴锥面上的移动距离H, 使内圈锥孔受到不同程度的扩张, 从而实现圆柱滚子轴承游隙的调整, 来获得装配前所要求的安装游隙b (此值在装配前为已知值) , 具体实施方法如下:
1.主轴2.圆柱滚子轴承3.外隔圈4.双向角接触轴承5.螺母
(1) 先将圆柱滚子轴承2的外圈装入轴承座内, 装配可采用压入法或温差法, 等外圈变形稳定后, 用内径千分表测量并计算此时外圈的孔缩量c。
(2) 按如图1所示, 将主轴1、圆柱滚子轴承2、外隔圈3、双向角接触轴承4串装起来, 此时, 串装组件应水平放置在一V型工装上, 然后进行初步预紧, 因轴承规格较大, 可以用液压螺母进行预紧, 使圆柱滚子轴承2的内圈与主轴1的1∶12锥面初步接触, 之后将千分表打在圆柱滚子轴承2的外圈上, 测量此时的轴承游隙 (可用方木由圆柱滚子轴承2下方抬起其外圈来进行测量) , 并记录此游隙值a, 最后按照如下公式计算:H= (a-b-c) ·f
式中H为圆柱滚子轴承2内圈所需的轴向移动距离, mm;b为装配前所要求的安装游隙, mm;c为圆柱滚子轴承2外圈的孔缩量, mm;f为轴向移动系数 (可从表1中查取) 。
表1中d1=空心轴内径, mm;d2=锥轴中间的轴径 (见图2) , mm。
(3) 用液压螺母分阶段慢速进给, 直到使圆柱滚子轴承2内圈的移动距离达到H值 (可用千分表打在圆柱滚子轴承2内圈的端面上, 来检测移动距离) 。最后将螺母5装上并锁紧, 将主轴组件装入轴承座内, 此时圆柱滚子轴承2的游隙就为装配前所要求的安装游隙b。
3 结语
本文阐述的大规格车床圆柱滚子轴承游隙的调整方法已在我公司多种大规格车床上使用过, 经过实际生产验证是切实可行的, 极大地提高了机床的装配效率, 降低了生产成本, 提高了企业的经济效益, 有着良好的经济实用性。
参考文献
[1]濮良贵.机械设计[M].北京:高等教育出版社, 2001.
[2]徐灏.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1991.
圆柱轴承论文 第7篇
针对于电机轴承的早期异常磨损, 具有滚柱母线轮廓常呈现中间小、端部大的“哑铃状”不均匀磨损的典型特征, 在电机检修中需对该类轴承进行检测及卡控, 保障检修后的电机安全运行。经过系列的验证与研究, 提出了透光预检和轮廓卡控相结合的轴承磨损检测技术, 并制定磨损判定值定量卡控轴承, 筛选出磨损值合格轴承进行装车再利用。
1 典型磨损特征及失效模式
1.1 典型磨损特征
轴承是机车牵引电机中支撑转子和定子, 实现转子和定子稳定、灵活运转的关键部件[2]。牵引电机通常配置2个轴承, 即驱动端轴承和非驱动端轴承。驱动端主要承受载荷及处于浮动端, 常采用圆柱滚子轴承。
在轴承的全寿命运行周期内, 电机需返厂进行检修, 并检测电机轴承的磨损状况。返厂检修电机圆柱滚子轴承进行检测, 发现其磨损特征高度一致[1]。滚柱表面有不均匀磨损痕迹, 中部呈亮色, 两端呈暗灰色, 如图1。经测量, 滚柱为哑铃型, 中部直径小, 两端直径大的异常磨损状态, 如图2所示。
1.2 典型失效模式
当滚柱表面出现哑铃状不均匀磨损时, 轴承的承载部位移至滚柱端部, 造成滚柱端部出现应力集中[3], 如图3所示。哑铃型异常磨损进一步发展, 滚柱的不均匀程度增加, 滚柱端部应力集中将逐渐产生剥离脱落, 如图4, 最终恶化导致轴承烧损固死。
2 滚柱轴承磨损检测技术
为防止轴承滚柱异常磨损导致剥离、固死失效, 研究一种不破坏轴承的滚柱表面磨损检测方法, 定量分析轴承的不均匀磨损量, 严格卡控电机轴承检测过程。
2.1 早期轴承磨损检测技术
早期牵引电机轴承磨损检测方法主要有电机旋转振动、异音判别法、轴承游隙检测、轴承外观检测及指感判别、润滑元素含量检测法等[4]。
上述几种方法均存在一定局限性: (1) 电机旋转振动和异音判别法受电机装配影响较大, 无法判断振动来源于轴承还是装配对中不均问题; (2) 轴承游隙检测“哑铃型”轴承, 无法检测轴承滚柱中部与端部的磨损量; (3) 轴承外观检测只能粗略的检测轴承是否出现剥离, 点蚀, 擦伤等情况, 对轴承的磨损情况无法判别; (4) 指感判别对检测者经验要求较高, 需通过触摸滚柱表面和内外圈表面的凹凸度, 无法定量轴承磨损情况; (5) 润滑元素检测受油路中所有结构磨损影响, 无法具体指向轴承磨损, 无法精确判定轴承的磨损情况。
因此, 上述方法均不能对圆柱滚子轴承的表面轮廓磨损情况进行量化分类, 从而无法对轴承残余寿命进行评估。
2.2 表面轮廓检测技术
基于早期轴承磨损检测的局限性, 提出了适用于工程应用的轴承表面轮廓检测技术, 对轴承滚道面磨损均匀性进行量化, 为轴承残余寿命评估提供依据。
轴承表面轮廓检测方法目前主要有两种:一种是表面轮廓仪检测, 该方法可准确定量评定滚道面的磨损情况, 但操作相对较复杂, 不适用于大批量轴承检测;另一种轮廓透光检测法, 该方法是磨损定性检测, 方法简单实用、高效, 满足工程应用的大批量轴承检测筛选, 分等级进行轴承磨损评估, 实现透光预判, 轮廓仪检测卡控的结合性检测方法。
2.2.1 表面轮廓仪检测
表面轮廓仪检测方法为:将待检圆柱滚子轴承平放在专用工装夹具上, 摸索寻找到滚柱最高点, 测量滚柱最高点母线的轮廓, 评估滚柱承载区域有效取样长度上最高点与最低点的高度差, 即pt值。同时, 可标定新轴承轮廓线, 利用双轮廓检测方法评估磨损轴承与新轴承的轮廓曲线的磨损区域面积。利用表面粗糙度轮廓仪检测圆柱滚子轴承, 如图5所示。
选取大量不同磨损程度的轴承进行滚柱母线与外圈轨道面轮廓检测, 其中新轴承与三种典型磨损程度的滚柱和外圈表面轮廓定量检测结果如图6、7所示。
从图6可知, 运用后的1~3号轴承出现不同程度的磨损, 磨损区域及特征高度一致, 表面轮廓高度差值pt越大, 轴承哑铃状磨损情况越严重。
从图7知, 新轴承及磨损轴承外圈轨道面轮廓非直线, 外圈磨损为非均匀磨损;且滚柱和外圈磨损具有正相关性, 滚柱轮廓磨损越严重 (pt值越大) , 相应外圈滚道面磨损亦严重。因此, 可选取轴承滚柱磨损检测来评估轴承不均匀磨损程度。
2.2.2 轮廓透光检测
为适用于工程应用, 开展批量性的轴承轮廓检测, 规避轮廓仪检测的操作繁琐, 提出一种轮廓透光检测方法。
轮廓透光检测方法为采用精度较高的直线尺, 例如刀口尺;用以检测轴承滚柱母线, 刀口尺与轴承滚柱母线平行紧密贴合, 对刀口尺与轴承滚柱母线间隙进行透光检测, 通过透光强弱程度及透光颜色定性判定滚柱表面轮廓的磨损情况。
通过大量滚柱轮廓透光检测, 将滚柱轮廓磨损状况分为三个等级, 并应用表面轮廓检测仪对三个等级滚柱轮廓磨损区间进行量化, 如表1所示。
据统计, 经过轮廓透光检测只有不到10%的轴承需要用到表面轮廓仪检测进行复测判定, 采用轮廓透光检测预判轮廓仪复检卡控, 极大地提高了轴承检测速度和效率。
实践表明, 面对工厂大批量轴承检修的工程应用, 采用透光检测来预判, 轮廓仪检测卡控相结合的轴承磨损检测技术, 对轴承质量卡控具有良好应用效果。
3 仿真分析与应用研究
采用Mises应力仿真分析和单轴承动态故障检测进行不同磨损等级的滚柱轴承可行性技术评估, 并进行小批量装车考核。
3.1 应力仿真分析
为分析不同轮廓磨损量的轴承应力分布, 利用有限元分析软件ABAQUS进行建模与分析。基于磨损轮廓pt值的限值分析, 文章主要对第Ⅱ等级的滚柱磨损轮廓进行分析计算。
(1) 实体建模:根据实际轮廓检测的滚柱曲线, 采用描点法对滚柱和外圈接触曲线进行绘制, 并进行实体建模, 考虑轴承运行实际载荷分布, 优化计算模型, 模拟分析轴承滚柱主要接触点与外圈接触应力, 如图8。
(2) 网格划分:采用三维八节点减缩积分沙漏控制单元 (C3D8R) 对外圈和滚柱进行离散, 局部接触区域采用网格细化加密, 整个有限元模型共有6899160个单元, 7572260个节点, 如图9所示。
(3) 载荷约束:基于滚柱轴承的受力分布, 选取承载区载荷最大的滚柱, 并进行滚柱周向约束, 外圈固定约束, 在滚柱上方施加均布载荷, 载荷为实际运行中的轴承所有载荷转化为单个滚柱载荷, 取单个滚柱载荷的最大值。
(4) 应力求解:仿真计算可得, 磨损轮廓pt值为16μm的滚柱在实际应用最大载荷作用下, 滚柱接触区最大Mises应力为1068MPa。经核查, 轴承滚柱和外圈材料的屈服应力为1690MPa[1], 表明轮廓磨损值为16μm的滚柱应力水平良好, 小于屈服极限。仿真应力计算结果, 如图10所示。
3.2 单轴承动态故障诊断分析
基于旋转机械故障诊断技术、精密微冲击传感技术及计算机测控技术, 可识别对单个滚动轴承的故障, 自动检测出不同磨损状态的轴承振动能量, 及轴承内圈、外圈及滚动体等轴承组件的故障信息[5], 检测原理如图11。
分析不同轮廓磨损量的轴承振动能量及故障信息, 结果如图12所示。
从图12可知, 新轴承的振动能量最低, 均方根值≤2.3 (1000rpm) ;第1等级轴承与第2等级轴承的振动能量相近, 均方根值≤5.5, 均方根值在卡控值 (≤6) 范围内, 轴承拆检状况良好, 无故障, 磨损小;而第3等级轴承的振动能量偏大, 均方根值接近9.5, 轴承解体出现游隙值偏大, 哑铃型磨损严重, 无法满足剩余轴承使用寿命要求。
因此, 基于轴承应力计算及单轴承振动检测, 轮廓透光检测≤16μm的轴承屈服应力和振动能量均在规定范围内, 可以进行装车再利用。
3.3 装车考核
2013年8月, 对轮廓透光检测不同等级的轴承进行小批量装车考核, 其中pt≤16μm的轴承装车运行已接近40万公里, 每个季度对在段运行的油样和顶轮检测跟踪, 检测值均处于合格范围内, 表明该类轴承目前运行状况良好。
4 结束语
文章对圆柱滚子轴承不均匀磨损的检测方法进行研究与应用, 针对圆柱滚子轴承滚柱表面呈现典型哑铃状不均匀磨损特征, 创新性提出了一种基于轮廓检测和透光检测相结合的工程应用检测技术, 并应用于电机检修中的轴承磨损量定性预检和精确定量卡控。经过应力仿真分析、振动故障检测及运用考核, 结果表明不均匀磨损的滚柱母线轮廓pt≤16μm可继续安全运行。
文章的研究及磨损限值分析为轴承的再利用和残余寿命评估提供有力判据, 对电机滚柱轴承磨损检测与电机检修工程应用的发展具有重要意义。
参考文献
[1]杨振中, 梅荣海, 阮鸿芳.机车牵引电动机油润滑轴承失效分析与对策[J].轴承, 2014, 1:45-47.
[2]刘泽九.滚动轴承应用[M].北京:机械工业出版社, 2006.
[3]毛月新, 沈雪瑾, 陈晓阳, 等.偏载轴承滚柱的接触应力分布计算及其滚柱凸度设计[J].中国机械工程, 2009, 20 (16) :1918-1922.
[4]池田伸一, 等.牵引电机不解体检修方法的研究[J].电力机车技术, 1997, 3:46-48.
圆柱轴承论文 第8篇
圆柱滚动轴承是高速设备运动组件中的重要零件,虽然圆柱滚子轴承具有承载能力大、抵抗冲击载荷的能力强等优点,但由于高速运转时存在“边缘接触效应”,即滚子2端点与滚道接触点处的接触应力比中间部位大很多,导致局部产生疲劳点蚀破坏,将直接影响车速的提高与运行的安全。同时高速列车在运行过程中经常有热轴、燃轴等现象发生,其原因除了有加工质量、加工工艺、热处理和材料性能等方面外,不合理的径向游隙选择也是一个重要因数。径向游隙选择与承受载荷大小,内外圈的过盈配合,尤其高速运转时轴承温差和离心力的影响关系密切,目前对该方面深入研究还不多,有必要对此进行量化分析与计算。
1深孔对数凸度圆柱滚子轴承设计
为避免“边缘接触效应”,文章采用对数凸度深孔圆柱滚子结构,在相同的载荷和约束情况下,用有限元分析实心式和深孔直母线圆柱滚子轴承接触应力分布情况[1]。如图1所示:
实心滚动体与外圈接触处存在最大的接触应力,有“边缘接触效应”,而深孔圆柱滚子与外圈接触处只是在2端稍有不同,其余接触应力分布基本相同,不存在“边缘接触效应”。圆柱滚子接触应力分布曲线如图2所示:
圆柱深孔滚子的质量比实心滚子小,在高速旋转时更有利于减轻滚动体离心力对内、外滚道的冲击,2端的深孔还可以存储润滑油,并有利于提高轴承的极限转速[1,2]。
同时,由于圆柱滚子轴承中,滚子与滚道接触表面产生的接触压应力大小和分布状态与滚子的外型轮廓线密切相关,并对滚动轴承的使用寿命和圆柱滚子轴承的承载能力产生了深远的影响。通常情况下圆柱滚子的类型有全凸度圆弧母线滚子、直母线滚子、修正线凸度滚子和对数凸度圆柱滚子等,目前由于滚动轴承的最大交变切应力和三维有限长弹性接触理论的运用,运用数值计算法来寻找对数函数表示的外廓曲线的滚子,对数函数表达式如式(1)所示。
式中:轴承钢材料的泊松比常数V=0.3;E为轴承钢材料的弹性模量E;材料常数K0;滚子负荷W。
由实验数据可知,对数凸度圆柱滚子寿命是其他滚子寿命的2～3倍,是理想的滚动体[3],在大部分轴线接触长度上压应力分布均匀且接近于直线(图2)。由于圆柱滚子轴承的滚子与滚道接触区宽度a远小于滚子长度Lw,所以其凸度值S可近似表示为式(2):
式中最大径向载荷Qmax=5Fr/z;滚子的有效长度Lwe=Lw-2rmax。
2 深孔对数凸度圆柱滚子轴承径向游隙的计算
圆柱滚子轴承游隙是指将其内圈或外圈固定,没有被固定的部分作径向或轴向移动时的移动量,游隙分为径向游隙或轴向游隙,其大小对轴承的疲劳寿命、振动、噪声和温升等都有一定的影响,是轴承特性设计中的一个重要内容。在高旋转精度、高径向刚度、重载和长寿命要求下,径向游隙尽可能小;而在高速、过盈配合和耐冲击要求下,径向游隙应适度增大。一般情况径向游隙由以下几个方面组成,这里对其形成原因和大小进行分析与量化计算。
2.1 过盈安装引起游隙减少量δf的确定
圆柱滚子轴承的内圈与轴颈、外圈与轴承座以过盈配合方式装配,形成安装游隙。内圈的过盈配合使其略微胀大,而外圈的过盈配合使其略微收缩,总的影响结果使径向游隙减小。装配时轴承的内圈与轴颈、外圈与轴承座的过盈配合引起游隙[4]的减少量为:
式中,d, D, di, De分别表示轴承的内径、外径及内圈、外圈的滚道直径。由实用轴承手册[5]可近似求得di≈0.25(D+3d)、 De≈0.25(3D+d),而Yi,Ye分别表示轴承的内径与轴颈过盈量、外径与轴承座的过盈量。
2.2 外圈和内圈温差引起游隙减小量δt的确定
轴承旋转而产生的摩擦热通过外壳和轴传散出去,而外壳比轴传散热的速度快,因此外圈温度低于内圈温度,外圈和内圈的温度差导致径向游隙的减小。由于滚子轴承的外圈滚道直径De≈0.25(3D+d),因此内外圈温差影响引起游隙减小量δt由下面公式计算:
δt=αΔtDe=0.25αΔt(3D+d) (4)
式中,α=1.12×10-5(轴承钢线膨胀系数),Δt为内外圈温度差(℃);
2.3 动压润滑油膜引起游隙减小量δ0的确定
滚子轴承在运转时滚动体与滚道接触表面之间形成弹性流体动压润滑油膜,油膜厚度的存在使得轴承径向游隙减小。圆柱滚动体与内外滚道间形成的总油膜厚度等于滚动体与内外滚道间最小油膜厚度h1min、 h2min之和,也等于轴承径向游隙减小量,即δ0=h1min+h2min。用Dowsow-Higginson公式来计算圆柱滚子轴承滚子与内、外圈滚道之间的最小油膜厚度[6]hmin,可得相应的径向游隙减小量δ0。
hmin=2.65μ0.54(η0V)0.7ρ0.43E
式中:μ为润滑油的压黏系数;η0为大气压时润滑油的黏度;E1为当量弹性模量;V为滚动体的表面移动速度;W为滚子与内、外圈滚道线接触单位长度上载荷;ρ为滚子与内(外)圈滚道之间的当量半径ρi(ρe)。
2.4 弹性接触变形引起游隙增加量δe的确定
轴承在工作载荷作用下,轴承外圈将产生弹性接触变形而扩张,从而引起轴承径向游隙增加;同时径向力使内圈将产生弹性接触变形而扩张,从而引起轴承径向游隙减小。在图1中,滚子数目为Z的对数凸度圆柱滚子的dw、 lw分别为滚子的直径和有效长度,因此在径向工作载荷Fr作用下,滚动体与内、外圈的弹性接触变形引起轴承径向游隙的增加量δe。
2.5 离心效应引起游隙增加量δce的确定
滚动轴承在高速旋转情况下,由于离心效应引起轴承径向游隙减小[7]。设外圈固定,内圈以恒定角速度
对钢制轴承,V=0.3,当量弹性模量E1=2.1×1010kg/m2,ρ=7.8×103kg/m3,轴颈直径d=190 mm,内圈滚道直径di=227.5 mm,由式(8)计算可得。
2.6 其他因数引起游隙增加量δm的确定
滚动轴承工作状况很复杂,其游隙的影响因素是多方面的,除了上述主要原因外还有其他因数的影响,如:润滑油、转速、轴承本身质量和轴承装配结构等。文章只对前几项影响轴承的因素进行讨论,其他因数有待进一步研究。
3 计算实例
以NU238型圆柱滚子轴承为例,进行轴承径向游隙计算。已知所受最大径向载荷Qmax=13000N,轴颈直径d=190 mm,内圈滚道直径di=227.5 mm,轴承外径D=340 mm,外圈滚道直径di=302.5 mm,轴承内圈转速n=2800r/min,滚子直径Dw=37.5 mm,滚子有效长度lw=37.5mm,单排滚子个数Z=19,润滑油的黏度η0=2×10-2N·s/m2,润滑油的压黏系数μ=2.1×10-8m2/N,当量弹性模量E1=2.3×1011Pa,通过式(1～8)分别计算,可得该其径向游隙为δ≥(δf+δt+δo+δe+δc e+δm)≈105.28 μm,游隙计算出来后,可按滚动轴承游隙的组别进行选择或靠拢,能满足该轴承标准游隙65～135μm的要求。
4 结束语
影响轴承径向游隙的影响因素是多方面的,文章定量的考虑了影响游隙的主要因数,并对此进行分析与量化计算。相对定性分析后选用推荐值的传统方法,该方法更能提高高速列车中的圆柱滚子轴承使用可靠性。同时采用深孔对数凸度圆柱滚子轴承结构避免了滚子两端的边界应力集中,更利于在大功率、高转速工况下轴承载荷均匀能处于最佳的工作状态。深孔对数型凸度圆柱滚子轴承的成功设计,进一步拓展了圆柱滚子轴承的应用领域。
参考文献
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