【正文】
pa,[σb]=710Mpa。(2)彈簧尺寸的計(jì)算計(jì)算彈簧所受的最大載荷假設(shè)彈力跟脹套所受的摩擦力平衡,則: .........................又因?yàn)樗? .......................... =222=考慮到橡膠的彈力作用,所以取 ......................... =鋼絲直徑的計(jì)算根據(jù)內(nèi)脹套的結(jié)構(gòu)尺寸,則取彈簧的中徑尺寸為16mm。現(xiàn)在取彈簧指數(shù):C=8則 .......................... ................ =由公式 ......................所以可?。篸 = 2 mm計(jì)算有效圈數(shù)n由工作條件可知,彈簧的最大變形量為:,查表得G=7910Mpa按照公式 .........................所以?。簄=30彈簧的節(jié)距P、自由高度H0取螺旋角α=5176。,則根據(jù) .........................所以 ........................取標(biāo)準(zhǔn)值:H0=140mm校核穩(wěn)定性根據(jù)公式: ...................... 不滿足穩(wěn)定性,需要設(shè)置導(dǎo)桿。導(dǎo)桿的直徑為12mm強(qiáng)度校核彈簧的應(yīng)用載荷次數(shù)<10,則根據(jù)靜強(qiáng)度校核,則為: ......................... ....................... ....................... .......................... 所以滿足強(qiáng)度條件。參考文獻(xiàn)[1] ~,1991[2] ,2001[3] ,1989[4] ,1980[5] ,1997[6] 石油工業(yè)部物質(zhì)供應(yīng)管理局《軸承手冊(cè)》,1981[7] ,1999[8] ,1997[9] 段芳莉,韋云壟,《潤(rùn)滑與密封》.2001(3)[10] :機(jī)械工業(yè)出版社,[11] 王光斗, 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壓力測(cè)量,計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)水潤(rùn)滑橡膠軸承的意外發(fā)現(xiàn)應(yīng)歸功于1920年代查爾斯舍伍德。水潤(rùn)滑軸承的最初設(shè)計(jì)有一個(gè)平面的口,但是為了改進(jìn)軸承的運(yùn)轉(zhuǎn),經(jīng)過了若干次修改?,F(xiàn)在應(yīng)用最廣的和最典型的設(shè)計(jì)是直凹槽軸承。這種軸承包含很多被凹槽沿軸向分開的負(fù)載板或者輻條(如圖1)。凹槽可以為軸承提供潤(rùn)滑劑,潤(rùn)滑油從其一端流到另一端。彈性橡膠墊襯和剛性外殼相連。由于油脂潤(rùn)滑軸承對(duì)環(huán)境的影響大,因而擴(kuò)大了水潤(rùn)滑軸承的應(yīng)用。這些軸承廣泛地用于很多設(shè)備上,包括船只、潛艇、小型飛機(jī)、水力發(fā)電廠和水泵。較大的分節(jié)的水潤(rùn)滑橡膠軸承甚至可以承應(yīng)用于軍用飛機(jī)的尾管裝置中。和相同的復(fù)合軸承相比,橡膠軸承產(chǎn)生的噪音更少,并且改進(jìn)了摩擦特性。在一些潤(rùn)滑劑變臟的情況下,比如潤(rùn)滑劑含有固體研磨顆粒時(shí),這種軸承就更加受到歡迎了,和相同的剛性軸承相比軸承和軸可以有更大的偏心度。對(duì)這些軸承做的研究相對(duì)較少,先前的實(shí)驗(yàn)研究主要局限于測(cè)定在有限壓力下軸承的摩擦特性,只有一些非常有限的壓力測(cè)量[14]。以前的理論分析[57]缺少和實(shí)驗(yàn)結(jié)果的比較。大部分以前的研究一般是在計(jì)算分析方法和壓力傳感器技術(shù)都在初始階段的條件下進(jìn)行的。在此論文中,所提供的數(shù)據(jù)是在進(jìn)行了一系列加載和提速的情況下用實(shí)驗(yàn)測(cè)定和計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)模擬得到的結(jié)果。設(shè)計(jì)了一個(gè)直徑為50mm,長(zhǎng)度和直徑的比為2的軸承實(shí)驗(yàn)裝備。 測(cè)試軸由鍍鉻不銹鋼做成,并且由兩個(gè)硬度高于它的軸承來支撐(見圖 2). 這個(gè)測(cè)試軸承定位在一個(gè)籠子中,用一個(gè)機(jī)動(dòng)化的裝置、一個(gè)彈簧和一個(gè)測(cè)壓元件通過籠子施加測(cè)試載荷,這個(gè)壓力裝置允許的施加載荷可達(dá)1000牛。軸承內(nèi)的壓力測(cè)定是用一種裝在軸承上的微型隔膜式傳感器來測(cè)量的。(如圖3)。這可以通過軸承中的軸和用一個(gè)線性光學(xué)刻度測(cè)得它們的位置。而壓力傳感器角度的位置是用一時(shí)標(biāo)和光敏元件來監(jiān)控的。用一個(gè)數(shù)字收集系統(tǒng)和一個(gè)高規(guī)范的數(shù)字示波器來采集時(shí)間和壓力信號(hào)。被測(cè)試軸承的平移,偏滑和斜度變化都受到和軸承籠子相連的調(diào)整架的限制。測(cè)試軸的運(yùn)轉(zhuǎn)由傳感器和刻度盤計(jì)量器來監(jiān)控。從這些測(cè)量中計(jì)算出偏心率和偏位角。和主要的發(fā)動(dòng)機(jī)相連的功率表可以測(cè)定軸承的摩擦阻力。本實(shí)驗(yàn)中應(yīng)用了由Silvertown UK Ltd制造的八輻條軸承。橡膠板的公稱厚度是8mm,硬度是64IRHD~70IRHD。測(cè)試軸承定位在籠子中以便于板可定位在底部死角。施加的載荷通過底部死角。這個(gè)測(cè)試在軸的外表面旋轉(zhuǎn)速度為2m/s和0~500牛的載荷下進(jìn)行。潤(rùn)滑水周圍溫度在18度左右。為了對(duì)有關(guān)軸承性能有個(gè)深刻的認(rèn)識(shí)并且增大實(shí)驗(yàn)結(jié)果而采用計(jì)算機(jī)流體動(dòng)力學(xué)來模擬。因?yàn)樯虡I(yè)上的計(jì)算機(jī)流體動(dòng)力學(xué)模型軟件FIDAP[8]能解決結(jié)構(gòu)和流體問題,所以選用了FIDAP。由于應(yīng)用的原因,建造了一個(gè)二維模型。因?yàn)樵缦纫呀?jīng)清楚只有定位在軸承的底部一半的輻條提供負(fù)荷運(yùn)輸,只有軸承的那部分才能模擬。為了進(jìn)一步減少計(jì)算量,每三個(gè)底部的輻條認(rèn)為是互相獨(dú)立的。由于軸承幾何的空間周期性,一個(gè)完整的板有兩個(gè)凹槽的輻條用二維模擬。(見圖4)。為了使凹槽中的水能夠軸向流動(dòng),在凹槽中允許有次要入口或出口,在這個(gè)入口或出口上可應(yīng)用壓力自由邊界條件,這樣就能達(dá)到預(yù)期的效果,即凹槽壓力和大氣壓一致。次要入口和出口的效率通過與用三維解法比較來評(píng)價(jià),比較結(jié)果顯示和預(yù)期壓力之間只有小于3%的誤差。流體被分為兩個(gè)區(qū)域,流動(dòng)性區(qū)域和橡膠狀區(qū)域。由于是幾何模擬,主要入口和出口的壓力和速度邊界條件都是未知的。為了克服這個(gè)問題,使這兩個(gè)實(shí)體都呈現(xiàn)周期性,即在演算當(dāng)中給這兩個(gè)實(shí)體強(qiáng)加同樣的壓力和速度。這個(gè)演算過程是一個(gè)重復(fù)迭代的過程,即在流動(dòng)問題被解決之后結(jié)構(gòu)部分也得到了解決,有關(guān)這個(gè)問題的邊界由于這種解法也許偏移了,因此值域要重新組合。重復(fù)這個(gè)過程直到得到組合標(biāo)準(zhǔn)。 三個(gè)主要負(fù)載輻條的收斂輻條、底部死角和發(fā)散輻條如圖5所示。可看出軸承在低角度如010度狀態(tài)運(yùn)作時(shí)偏心率大約在34時(shí)。軸承在裝載方向的偏移是側(cè)面移動(dòng)的1020倍,在050微米之間。圖68顯示測(cè)量出的在相交線上的薄膜壓力是三種不同的載荷。在每個(gè)圖中,入口都被定位在左邊。所有的壓力測(cè)試裝置都做在軸承的軸向長(zhǎng)度中心。從圖中可以看出壓力外形和常規(guī)剛性軸承有些不同。在不同的條幅之間也有很大的不同。所有三輻條的共性就是有雙重壓力峰頂。輻條和輻條之間峰頂?shù)拇笮『托螤畲蟛幌嗤?。測(cè)試軸承的軸向壓力差異表明,角度一定,薄膜壓力在大部分長(zhǎng)度方向上是一個(gè)常數(shù),但在接近末端的時(shí)候就迅速的減小。,遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于高水壓控制的軸承()。顯然這些軸承不是手高水壓控制的。為了核實(shí)這個(gè)結(jié)論,薄膜壓力集中起來以獲得裝載運(yùn)載量。圖10顯示集成載荷支持三種不同的軸速度。 為了研究三種主要軸承輻條的性能而發(fā)展了一些數(shù)字模型。在模型中,通過改變軸的離心率來模仿施加載荷。模型中的第一個(gè)解通常為初始的小薄膜厚度即2030微米。解決有關(guān)大薄膜厚度的值不太難,一旦這種情況得到解決,通過增加偏心率來使軸接近輻條。先前運(yùn)行的結(jié)果用做下次運(yùn)行的初始條件。不斷的重復(fù)這個(gè)過程產(chǎn)生一系列的運(yùn)行,在這些運(yùn)行中軸慢慢的接近輻條。當(dāng)軸接近輻條的時(shí)候雙流體結(jié)構(gòu)問題的復(fù)雜性增加了。 圖11所示顯示了很多運(yùn)行的BDC輻條偏差。最終的最小薄膜高度大約是8mm。圖形顯示了在輻條邊緣的橡膠的確定偏差。注意到,橡膠軸承的偏心率可以通過超過1來評(píng)估. .圖12顯示了BDC輻條上產(chǎn)生的一小塊薄膜壓力和一小塊輻條表面撓度。從圖中可以看到薄膜壓力的大小比實(shí)驗(yàn)結(jié)果小得多。為了克服與模型高偏心率相關(guān)的問題,對(duì)計(jì)算機(jī)流體動(dòng)力學(xué)進(jìn)行更深一步的研究是必要的。雖然計(jì)算機(jī)流體和實(shí)驗(yàn)之間的直接比較有局限,但是在比較結(jié)果中有相似的地方。對(duì)實(shí)驗(yàn)和計(jì)算機(jī)流體結(jié)果都有的性能的解釋建立在彈性變形軸承表面壓力和流體薄膜壓力之間的相互作用上。隨著載荷的增加,軸更加接近負(fù)載輻條。這是由于水力薄膜壓力的產(chǎn)生。隨著壓力的增加,低系數(shù)彈性軸承材料遠(yuǎn)離軸。這導(dǎo)致輻條中心處形成低壓或者是部分真空地區(qū)。橡膠有很大的泊松比 ,因此幾乎是不可壓縮的。輻條中間的橡膠在兩側(cè)重新分配。這一分配導(dǎo)致薄膜厚度的減小和相應(yīng)薄膜壓力的增加,從而出現(xiàn)了兩個(gè)壓力高峰。第一和第三輻條中的兩個(gè)壓力高峰的大小差別是由于初始的未變形的軸承幾何圖形(在第一個(gè)輻條中是會(huì)聚的區(qū)間,在第三個(gè)輻條中是發(fā)散的區(qū)間)造成的。如圖6和8所示。BDC輻條入口處和出口處的靜態(tài)薄膜壓力厚度相同,但是由于旋轉(zhuǎn)中的表面牽引力的作用導(dǎo)致材料流向出口。這樣就減小了出口處的薄膜厚度,因此在第二個(gè)高峰中出現(xiàn)更高的壓力(見圖7)。因?yàn)榘疾蹍^(qū)間的突然擴(kuò)展,在三個(gè)輻條中出口處的壓力消減。由于壓力傳感器的減震響應(yīng),緊跟著有微小的振動(dòng)。同時(shí)也指出,在低載荷狀態(tài)下,在輻條中心產(chǎn)生的壓力是消減的。這些消減的壓力是因?yàn)闈?rùn)滑劑的阻礙物的作用,阻礙物在軸和凹槽之間入口處不能自由的通過。因?yàn)闆]有足夠的潤(rùn)滑劑,因而負(fù)壓力得到發(fā)展。在操作中表面撓度的實(shí)際實(shí)驗(yàn)測(cè)量是不可能的。計(jì)算機(jī)流體動(dòng)力學(xué)模型研究時(shí)允許低氣壓或是真空。圖11顯示了一系列的表面撓度。每個(gè)運(yùn)行都呈現(xiàn)出軸偏心率的增大。從圖10可以看出流體薄膜對(duì)載荷承擔(dān)的作用是很小的。這表明軸承不是在一個(gè)完全水力的方式下運(yùn)轉(zhuǎn)的。這種結(jié)論和摩擦測(cè)量一致。值得注意的是軸表面速度對(duì)承受50kg以上的軸承影響是微乎其微的,如三速曲線組合。然而,隨著負(fù)載的增加,流體薄膜對(duì)載荷承擔(dān)的作用也就增加了。測(cè)試軸和測(cè)試軸承的抽查測(cè)試顯示在接近負(fù)載輻條末端的區(qū)域中有微小的摩光。從以上可以合理的認(rèn)為軸承在混合潤(rùn)滑狀態(tài)下運(yùn)行的。 從試驗(yàn)測(cè)量中人們已經(jīng)發(fā)現(xiàn)并利用計(jì)算機(jī)流體動(dòng)力學(xué)證實(shí)了復(fù)雜薄膜壓力分布存在負(fù)載軸承中。這些壓力分布是由于有薄膜壓力的彈性軸承表面偏移之間的相互作用引起的。和常規(guī)的軸承相比,軸承的高峰壓力大為減小。作者對(duì) Silvertown UK 表示忠心的感謝,謝謝他們?cè)谡麄€(gè)研究中一直以來的支持。[1] Busse, W. , W. 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