【正文】 pa，[σb]=710Mpa。（2）彈簧尺寸的計算計算彈簧所受的最大載荷假設彈力跟脹套所受的摩擦力平衡，則： ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．又因為所以 ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． =222=考慮到橡膠的彈力作用，所以取 ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． =鋼絲直徑的計算根據(jù)內(nèi)脹套的結構尺寸，則取彈簧的中徑尺寸為16mm?，F(xiàn)在取彈簧指數(shù)：C=8則 ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． ．．．．．．．．．．．．．．．． =由公式 ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．所以可?。篸 = 2 mm計算有效圈數(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 ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．取標準值：H0=140mm校核穩(wěn)定性根據(jù)公式： ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． 不滿足穩(wěn)定性，需要設置導桿。導桿的直徑為12mm強度校核彈簧的應用載荷次數(shù)＜10，則根據(jù)靜強度校核，則為： ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． ．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．． 所以滿足強度條件。參考文獻[1] ~，1991[2] ，2001[3] ，1989[4] ，1980[5] ，1997[6] 石油工業(yè)部物質(zhì)供應管理局《軸承手冊》，1981[7] ，1999[8] ，1997[9] 段芳莉，韋云壟，《潤滑與密封》.2001（3）[10] ：機械工業(yè)出版社，[11] 王光斗， ：上?？茖W技術出版社，[12] ：化學工業(yè)出版社，[13] 鐘毅芳，吳昌林， ：華中科技大學出版社，[14] ：北京航空航天大學出版社，[15] ：上?？茖W技術出版社，[16] 王巍，：機械工業(yè)出版社，致謝在本次設計中，我遇到了很多問題，這些問題一度困繞著我。但通過老師、同學及朋友的幫助，這些問題都得以解決，對此表示感謝。特別值得一提的是，在這次畢業(yè)設計中，唐博，裴老師對我的幫助很大。唐博在百忙之中，仍然抽出時間給予指導，講解問題細致而有耐心，而且很關心我們的日常生活。裴老師經(jīng)驗豐富，待人和藹可親，謹以特別致謝。同時，鄭薇同學對我的幫助也很大，很多問題都在我們的討論中得以解決。正是如此這次的畢業(yè)設計才得以順利完成，對此也致以感謝。這次畢業(yè)設計的順利完成也有賴于我家人的大力支持。大學四年來，有了他們的支持、激勵以及殷切期望，我才不斷地取得進步。值此畢業(yè)設計完成之際，大學將畢業(yè)之時，謹向他們致以崇高的致意和真心的感謝。附錄外文復印件外文譯文水潤滑橡膠滑動軸承薄膜壓力的分布摘要: 通過對水潤滑橡膠滑動軸承上的薄膜壓力的測定。 數(shù)據(jù)表明其薄膜壓力分布與傳統(tǒng)剛性軸承有很大不同。相對較低的薄膜壓力會引起橡膠明顯的撓度變化，但不會引起潤滑劑的粘性變化。軸承的壓力合力則表明它們符合混合潤滑劑的規(guī)律。用計算流體動力學在理論上研究了軸承的性能特性。用計算流體動力學分析所得結果和實驗結果是相吻合的。關鍵詞:復合軸承,混合潤滑, 壓力測量,計算流體動力學水潤滑橡膠軸承的意外發(fā)現(xiàn)應歸功于1920年代查爾斯舍伍德。水潤滑軸承的最初設計有一個平面的口，但是為了改進軸承的運轉(zhuǎn)，經(jīng)過了若干次修改?，F(xiàn)在應用最廣的和最典型的設計是直凹槽軸承。這種軸承包含很多被凹槽沿軸向分開的負載板或者輻條（如圖1）。凹槽可以為軸承提供潤滑劑，潤滑油從其一端流到另一端。彈性橡膠墊襯和剛性外殼相連。由于油脂潤滑軸承對環(huán)境的影響大，因而擴大了水潤滑軸承的應用。這些軸承廣泛地用于很多設備上，包括船只、潛艇、小型飛機、水力發(fā)電廠和水泵。較大的分節(jié)的水潤滑橡膠軸承甚至可以承應用于軍用飛機的尾管裝置中。和相同的復合軸承相比，橡膠軸承產(chǎn)生的噪音更少，并且改進了摩擦特性。在一些潤滑劑變臟的情況下，比如潤滑劑含有固體研磨顆粒時，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。對這些軸承做的研究相對較少，先前的實驗研究主要局限于測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量[14]。以前的理論分析[57]缺少和實驗結果的比較。大部分以前的研究一般是在計算分析方法和壓力傳感器技術都在初始階段的條件下進行的。在此論文中，所提供的數(shù)據(jù)是在進行了一系列加載和提速的情況下用實驗測定和計算流體動力學模擬得到的結果。設計了一個直徑為50mm，長度和直徑的比為2的軸承實驗裝備。 測試軸由鍍鉻不銹鋼做成，并且由兩個硬度高于它的軸承來支撐（見圖 2). 這個測試軸承定位在一個籠子中，用一個機動化的裝置、一個彈簧和一個測壓元件通過籠子施加測試載荷，這個壓力裝置允許的施加載荷可達1000牛。軸承內(nèi)的壓力測定是用一種裝在軸承上的微型隔膜式傳感器來測量的。（如圖3）。這可以通過軸承中的軸和用一個線性光學刻度測得它們的位置。而壓力傳感器角度的位置是用一時標和光敏元件來監(jiān)控的。用一個數(shù)字收集系統(tǒng)和一個高規(guī)范的數(shù)字示波器來采集時間和壓力信號。被測試軸承的平移，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。測試軸的運轉(zhuǎn)由傳感器和刻度盤計量器來監(jiān)控。從這些測量中計算出偏心率和偏位角。和主要的發(fā)動機相連的功率表可以測定軸承的摩擦阻力。本實驗中應用了由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。這個測試在軸的外表面旋轉(zhuǎn)速度為2m/s和0~500牛的載荷下進行。潤滑水周圍溫度在18度左右。為了對有關軸承性能有個深刻的認識并且增大實驗結果而采用計算機流體動力學來模擬。因為商業(yè)上的計算機流體動力學模型軟件FIDAP[8]能解決結構和流體問題，所以選用了FIDAP。由于應用的原因，建造了一個二維模型。因為早先已經(jīng)清楚只有定位在軸承的底部一半的輻條提供負荷運輸，只有軸承的那部分才能模擬。為了進一步減少計算量，每三個底部的輻條認為是互相獨立的。由于軸承幾何的空間周期性，一個完整的板有兩個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，在凹槽中允許有次要入口或出口，在這個入口或出口上可應用壓力自由邊界條件，這樣就能達到預期的效果，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價，比較結果顯示和預期壓力之間只有小于3%的誤差。流體被分為兩個區(qū)域，流動性區(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。為了克服這個問題，使這兩個實體都呈現(xiàn)周期性，即在演算當中給這兩個實體強加同樣的壓力和速度。這個演算過程是一個重復迭代的過程，即在流動問題被解決之后結構部分也得到了解決，有關這個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。重復這個過程直到得到組合標準。 三個主要負載輻條的收斂輻條、底部死角和發(fā)散輻條如圖5所示?？煽闯鲚S承在低角度如010度狀態(tài)運作時偏心率大約在34時。軸承在裝載方向的偏移是側(cè)面移動的1020倍，在050微米之間。圖68顯示測量出的在相交線上的薄膜壓力是三種不同的載荷。在每個圖中，入口都被定位在左邊。所有的壓力測試裝置都做在軸承的軸向長度中心。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度方向上是一個常數(shù)，但在接近末端的時候就迅速的減小。，遠遠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。為了核實這個結論，薄膜壓力集中起來以獲得裝載運載量。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。模型中的第一個解通常為初始的小薄膜厚度即2030微米。解決有關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。先前運行的結果用做下次運行的初始條件。不斷的重復這個過程產(chǎn)生一系列的運行，在這些運行中軸慢慢的接近輻條。當軸接近輻條的時候雙流體結構問題的復雜性增加了。 圖11所示顯示了很多運行的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驗結果小得多。為了克服與模型高偏心率相關的問題，對計算機流體動力學進行更深一步的研究是必要的。雖然計算機流體和實驗之間的直接比較有局限，但是在比較結果中有相似的地方。對實驗和計算機流體結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)彈性軸承材料遠離軸。這導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。這一分配導致薄膜厚度的減小和相應薄膜壓力的增加，從而出現(xiàn)了兩個壓力高峰。第一和第三輻條中的兩個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（在第一個輻條中是會聚的區(qū)間，在第三個輻條中是發(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，因此在第二個高峰中出現(xiàn)更高的壓力（見圖7）。因為凹槽區(qū)間的突然擴展，在三個輻條中出口處的壓力消減。由于壓力傳感器的減震響應，緊跟著有微小的振動。同時也指出，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為潤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。因為沒有足夠的潤滑劑，因而負壓力得到發(fā)展。在操作中表面撓度的實際實驗測量是不可能的。計算機流體動力學模型研究時允許低氣壓或是真空。圖11顯示了一系列的表面撓度。每個運行都呈現(xiàn)出軸偏心率的增大。從圖10可以看出流體薄膜對載荷承擔的作用是很小的。這表明軸承不是在一個完全水力的方式下運轉(zhuǎn)的。這種結論和摩擦測量一致。值得注意的是軸表面速度對承受50kg以上的軸承影響是微乎其微的，如三速曲線組合。然而，隨著負載的增加，流體薄膜對載荷承擔的作用也就增加了。測試軸和測試軸承的抽查測試顯示在接近負載輻條末端的區(qū)域中有微小的摩光。從以上可以合理的認為軸承在混合潤滑狀態(tài)下運行的。 從試驗測量中人們已經(jīng)發(fā)現(xiàn)并利用計算機流體動力學證實了復雜薄膜壓力分布存在負載軸承中。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 Silvertown UK 表示忠心的感謝，謝謝他們在整個研究中一直以來的支持。[1] Busse, W. , W. 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