轴承载荷（精选4篇）
轴承载荷 篇1
(专利号:201110055702.6)
“具有载荷差分环的轴承”由外圈 (或轴承座) 、内圈 (或转轴) 、载荷差分环、滚动体、内枕垫及枕垫等关键件组成, 与现有技术相比, 其特点在于:载荷差分环将内外圈相对转速几乎折减一半, 同时载荷差分环还起弹性载体的作用, 故具有更高极限转速、抗冲击和高载荷, 而噪声更低的特点。该专利既适用于滚动轴承也适于滑动轴承, 属“超高转速、超大负荷、低噪声”类轴承的创新换代产品, 适用于航空、风动、高铁等领域。同时附带的“双耳凸度滚子”还有防跑偏作用。该专利属原理性、原创性保护。X13.03-07
实心式永磁电机轴承载荷分析 篇2
实心式永磁电机在交变磁场、冲击载荷条件下工作, 要求所选用的轴承具有较高的刚度。实心式永磁电机由于采取涡流启动, 在电机启动及运行过程中对轴承的作用将不同于异步电机。为证明实心式永磁电机的工作正常、可靠, 以TYCKK3554-4 (6k V 250 k W) 电机为例, 选用轴承为6224, 分析轴承载荷影响因素并对轴承进行合理的分析与计算, 使其性能指标满足使用要求。
1 影响因素分析
(1) 永磁电机工作在交变磁场中, 而轴具有自身的挠度, 由此产生的单边磁拉力对轴承具有交变冲击载荷[1]。
(2) 转子在加工制造及安装过程中将产生误差, 转子将产生偏心, 由于偏心带来的离心力对轴承也将产生冲击载荷。
电机负载的不对称性对轴承也有一定的冲击载荷。
2 轴承载荷计算
2.1 单边磁拉力影响
若电机转子在定子内偏心, 则造成空间气隙不对称, 产生定子对转子的单边磁拉力, 其中定子与转子的偏心主要由轴的挠度及单边磁拉力共同影响。
2.1.1 轴承自重引起的挠度
轴伸处无作用力时, 两轴承由转子自重引起挠度, 其中轴的当量直径为[2]:
其中:li为阶梯轴i段的长度;
di为阶梯轴i段的直径;
L为两支乘之间的长度。
解析获得dm=123.612 6 mm。
通过挠度计算公式获取轴的最大挠度为:
其中:F为阶梯轴自重;
d为阶梯轴的当量直径;
b为轴伸端支撑到转子质心距离;
L为两支撑之间的长度。
计算得ymax=0.114 2 mm。
2.1.2 单边磁拉力引起的轴的挠度
单边磁拉力一般认为集中在重力所作用的同一截面处, 在单边磁拉力的作用下, 使转子相对于定子在初始偏心的基础上, 再增加一个附加的偏心, 后者又进一步引起附加的单边磁拉力, 这样一直进行下去。但这些附加的单边磁拉力和相应的附加挠度都是逐渐减小的, 因此最后将达到稳定状态, 此时, 它与轴的弹性力向平衡, 保证轴的平稳运行。
根据单边磁拉力挠度计算公式:
式 (3) 中, K0为磁拉力刚度;
K为轴的弯曲刚度;
fG为转子的初始偏心, 大小为0.114 2 mm。
可知, 由单边磁拉力引起的挠度与轴的弯曲刚度、磁拉力刚度及定子与转子的初始偏心有关。
根据公式:
计算得轴的弯曲刚度为45.653 k N/mm。
式 (4) 中G为转子总重;
fG为轴伸处无作用力时, 两轴承有转子自重引起的挠度, 大小为0.114 2 mm。
根据公式:
计算得磁拉力刚度为7.603 2 k N/mm。
式 (5) 中β为经验系数, 取值0.4;
D为定子内径, 取值360 mm;
lef为铁芯有效长, 取值365.07 mm;
Bδ为气隙磁密;
δ为单边平均气隙, 取值6.75 mm。
为求解Bδ的大小, 对电机进行模型仿真, 得出气隙磁密曲线如图1所示。
根据图1分析得出最大气隙磁密均值为0.9 T。
因此, 由公式 (3) 计算得出单边磁拉力引起的轴的挠度为0.03 mm。
2.1.3 轴的总挠度
由上可知, 在轴承中部处产生的总挠度为0.144 2 mm。为保证电机能安全可靠运行, 电机总挠度应不超过电机气隙值的8%, 计算得出总挠度满足要求。
通过此时的总挠度计算得出单边磁拉力为1.1 k N。
2.2 转子偏离转动中心的影响
影响转子偏离转动中心的因素主要有以下几点。
(1) 制造质量问题。转动件不均匀、几何不对称, 质心偏离几何中心。
(2) 安装质量问题。轴及叶轮安装摆度使几何中心偏离转动中心。
(3) 运行时, 电机轴线、转子温度场不对称, 引起变形、弯曲, 造成弓形旋转, 质心偏心距变化。
轴线偏心主要是由于转子在自重及单边磁拉力的作用下产生的挠度, 同时由于转子质心偏离转动中心, 二者共同作用产生离心力。
由公式:
得知离心力为1.469 k N。
式 (6) 中m为转子重量;
ω为转速;
r为转动偏心距。
2.3 过盈装配产生的应力
采用Ansys接触分析[3]获取其过盈转配时的接触应力, 设置轴的轴径为110 mm, 同时设置过盈量为0.035 mm, 分析结果见图2所示。
分析得到此时加载到轴承上的载荷为43.12 k N。
2.4 转子自重影响
本电机转子质量为521.36 kg, 其自重为5.109 k N。
2.5 外部载荷影响[4]
考虑外部载荷对电机影响因素约为1.5倍转子自重, 即7.66 k N。
2.6 静态分析计算
以破坏试验为方法, 通过上述分析得出后轴承承载力约为54.53 k N。
考虑力矩载荷的当量动载荷, 采用力矩载荷系数2, 轴承冲击载荷系数1.2, 得到后轴承的当量动载荷为130.87 k N。
通过机械设计手册[5]得出该轴承的基本额定动载荷为312 k N。计算得出结果小于额定动载荷, 轴承可以正常使用。
3 动态载荷分析计算
为验证分析计算结果, 建立转轴与轴承的三维模型, 迫使轴承承受周期载荷作用, 获取轴承在不同时间内承受载荷情况见图3所示。
由图3分析得知, 在循环载荷下, 轴承承受载荷力为48.3 k N, 与第二部分静态分析结果基本一致, 此分析方法结果可靠。
4 结论
通过上述分析获得永磁电机轴承寿命影响因素主要为单边磁拉力、转子偏心量旋转惯性离心力、转子自重及负载不平衡力, 通过这些影响因子的计算可以获取永磁电机轴承寿命, 为永磁电机合理选用轴承提供理论依据。
参考文献
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[3]苏荣华, 梁斌.结构仿真分析-ANSYS应用[M].沈阳:东北大学出版社, 2005.
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轴承载荷 篇3
1 多支承转子挠度曲线与轴承载荷计算模型
将汽轮发电机组轴系模化为具有n个节点的集总质量模型后,利用传递矩阵法把系统分为圆盘、轴段和支承等若干个典型的单元或部件,用力学方法建立这些部件两端截面状态向量间的传递关系,再利用连续条件就可求得转子在任一截面的状态向量与起始截面的状态向量间的关系。
1.1 多支承转子模型的扬度曲线计算模型
由传递矩阵理论可知,节点之间的传递矩阵关系为:
式中:y、θ、N、Q、m分别代表节点的挠度、转角、弯矩、剪力和质量;l、E、I分别代表轴段长度、弹性模量和截面惯矩。Fi为节点反作用力,对于轴承节点,Fi即轴承所承受的载荷;对于其他节点,Fi为零。
将转子系统按n个支承划分为n+1个主轴段,如图1所示。
主轴段与起始节点状态向量间的传递方程为:
由两端为自由端的边界条件:N0=Q0=Nn+1=Qn+1=0,展开式(3),利用各支承标高为0的条件,仅取位移项,代入边界条件可导出一个n+2阶的传递方程,以各轴段为单位可解得轴系中双支承转子的初始挠度、转角和各支承反力,再由起始状态向量与各节点状态向量的关系求出各节点的挠度和转角。
对于其中的三支承转子,在计算其转子挠度曲线时,运用轴段支承处两边的转角相等[2]的条件:即前后支承的标高为零,中间支承的弯矩为0,以及转子两端是自由端为条件求出转子挠度。只须将中间支承点的公式变为:
再与其他公式一起联立求解。
在各轴段挠度曲线和转角计算出来后,以某一轴段为基准,使其扬度和轴承处转角保持前述单一轴段计算值不变,适当改变左右两边轴段的挠度和转角,使整个轴段满足各轴承处左右两边转角相等。
以第K轴段为基j准轴,以左i的轴段:
以右的轴段:
式中:lm为两节点间轴段的长度;n(i)为第i轴段末端的节点数;n(i-1)为第i轴段起始端的节点数;Yij为第i轴段第j截面修正后的扬度;Yij*为第i轴段第j截面修正前的扬度;Y(i+1)为第i+1轴段起始端的扬度;Y(i-1)为第i-1轴段末端的扬度;θ为各轴承的转角。
在算出各轴承之间相对高度后,一般通过轴承座下的垫片将转子扬度调整至要求。这样既能满足轴承的安置方式,又能保证汽缸和轴承座按照轴系的安置方式形成水平或一定倾角,使转子和静体保持同心。
1.2 轴系载荷分配的计算模型
在计算出各支承轴承位置处静态标高后,可以通过下式得到各轴承的静态载荷:
2 实例分析
以某1 000 MW核电厂1号机组为例,该机组共有高压、低压Ⅰ、低压Ⅱ、低压Ⅲ、低压Ⅳ、发电机和励磁机7根转子,轴系共有13个轴承,均为落地轴承,除发电机-励磁机转子为三支撑结构外,其余均为两支撑结构(如图2)。
模化时,沿轴线将转子划分为440个节点,这些节点一般选择在叶轮、轴颈、联轴器、突变截面及轴的端部。按上述方法以高压缸为基准轴编程计算结果如图3、4所示。图5给出了计算得到的轴承载荷对标高变化灵敏度图,横坐标代表各轴承编号,纵坐标代表轴承抬高25μm后各轴承所承受载荷的变化量。
从图5中可以看出:端部两轴承标高变化对轴承负荷的影响较小;中间轴承的灵敏度最大;当某轴承标高发生变化时,其对任意2个轴承的影响总是相反的;轴承标高变化对本身的影响并不一定最大;轴承标高变化对其本身以及联轴器另一侧的影响最大,大小近似相等,方向相反。
从分析结果来看,标高变化主要影响联轴器相联接的2个轴承,且其影响大小近似相等,方向相反,这对工程上安装、调试机组很有意义。如某机组在首次开机时出现油膜失稳故障,因为5号瓦轴承座标高偏低,5号瓦负荷过低,在治理方案中就采取了降低4号瓦标高,使4、5号瓦的负荷分配趋于合理。
3 结论
本文采用传递矩阵和力法给出了标高和轴承负荷的计算方法,该方法实用有效。对具有13支撑转子的大型汽轮机组轴承载荷对标高变化灵敏度的分析,得出轴承标高变化对其本身及相邻两轴承的载荷变化影响总是大小近似相等,方向相反,对距离越远的轴承载荷影响越小。在工程实践中,为使某一轴承满足载荷要求,只须对其相邻轴承进行调整,具有理论指导意义。
参考文献
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[5]周世新.变标高情况下大型汽轮发电机组静动特性分析[D].东南大学,1999.
轴承载荷 篇4
滚动轴承是由专门工厂大量生产的标准件,其类型、尺寸以及精度等都有国家标准规定。目前我国的滚动轴承标准与世界大多数国家是一致的,这样便于国内外的交流和商业往来。一般的机械设计师不需要对轴承本身设计,只需按照不同机器的要求,选用合适的轴承,掌握轴承承载能力的校核方法,并合理进行轴承部件的组合设计。因此滚动轴承的寿命计算是滚动轴承承载能力的重点内容。
1 滚动轴承的寿命
滚动轴承的寿命是指在一定载荷作用下,轴承在出现点蚀前所经历的转数或小时数。大量的滚动轴承疲劳寿命试验表明,单个轴承最短寿命与最长寿命可相差几十倍,因此对一个轴承来说,很难预知其确切的寿命,为了兼顾轴承工作可靠性及经济性,必须对试验结果进行科学的处理,因此引入了基本额定寿命及额定动载荷的概念。
滚动轴承寿命计算方法是建立在瑞典科学家Lunderg和Palmgren的滚动接触疲劳理论基础上的。方法[1]规定额定寿命是指同样规格(型号、材料、工艺)的一批轴承在同样的工作条件下使用,90%的轴承不产生点蚀所经历的转数或小时数。寿命计算公式[2]:
undefined
式中:P——当量动载荷;
C ——额定动载荷;
ε ——寿命指数,对于滚子轴承ε=10/3,对于球轴承ε=3。
基本额定动载荷是指规定轴承的额定寿命为100万转(106)h,所能承受的最大载荷。而实际上工作情况是多种多样的,为此要把实际工作条件下的载荷折算为假想寿命相同的实验载荷,即当量动载荷。
2 当量动载荷计算
寿命计算的核心问题就是当量动载荷P的计算,其计算公式[2]为:
P=xFr+yFa
不同类型的轴承,计算当量动载荷的方法也有所不同。
2.1 向心轴承和推力轴承
向心轴承和推力轴承的当量动载荷计算比较简单,对于只承受径向载荷的向心轴承,当量动载荷P=Fr,而对于只承受轴向载荷的推力轴承,当量动载荷P=Fa。对于既承受径向载荷又承受轴向载荷的轴承,当量动载荷P=xFr+yFa。
2.2 深沟球轴承
深沟球轴承既能承受径向载荷又可以承受轴向载荷时,当轴向载荷指向哪个轴承,就由此轴承来承受轴向载荷,而另外一个轴承所承受的轴向载荷则为零。
例:图1中一轴的两端各采用一个6310型深沟球轴承支承,外部轴向载荷Fa=1450N,则
Fa1=0;Fa2=1450N。查表[3]得6310型轴承得有关数据Cr=47500N,C0=35600N。
再根据undefined
所以取判别系数e=0.24[2]
得到Fr1/Fa1和Fr2/Fa2的比值后,根据判别系数e进行比较,从而确定径向载荷系数x,轴向载荷系数y的值,并根据公式求得当量动载荷P1和P2。
2.3 向心角接触轴承
向心角接触轴承(包括角接触球轴承与圆锥滚子轴承)的滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴心线的平面之间存在着的夹角称为公称接触角。由于公称接触角 的存在,当它承受径向载荷作用时,轴承内部会产生内部轴向力,为了使它们的内部轴向力得到平衡,以免轴发生串动,通常这两种轴承都要成对使用,对称安装。当轴上仅作用径向载荷Fr时,两轴承上将产生支反力(径向载荷)及内部轴向力Fs1和Fs2,当轴上同时作用径向载荷Fr和轴向载荷Fa时,轴承上的受力则要综合考虑内部轴向力和外部轴向载荷的作用。角接触球轴承和圆锥滚子轴承当量动载荷计算的一般计算步骤:
a) 求径向载荷:由轴上外载荷向两轴承的力作用中心简化,求得轴承的径向载荷Fr1和Fr2;
b) 求内部轴向力:由轴承的径向力求出两轴承的内部轴向力。根据轴承的类型求出两轴承的轴向载荷Fa1和Fa2角接触向心轴承的内部轴向力Fs与轴承的内部结构有关,圆锥滚子轴承的内部轴向力Fs=Fr/2y,y值是指Fa/Fr>e的y值。
根据轴承的安装形式(正装和反装)确定内部轴向力的方向,轴承正装或反装,它的内部轴向力方向有所不同,但总是处于内圈与滚动体相对于外圈脱离的方向,于是可以得到正装两轴承内部轴向力互相指向对方,反装时两轴承的内部轴向力彼此远离对方。图2(a)中,一对圆锥滚子轴承正装时则轴承1的内部轴向力的方向指向轴承2即向右;图2(b)反装时轴承1的内部轴向力的方向背离轴承2即向左。
c) 求轴向载荷:向心角接触轴承轴向载荷的计算是在综合考虑内部轴向力及外部轴向力的 基础上按力的平衡关系分析导出的,其具体算法归纳主要有两种[4]:“压紧端”判别法和公式计算法。
1) “压紧端”轴承判别法:判别轴承内部轴向力和外部轴向载荷合力的指向,确定“压紧端”轴承和“放松端” 轴承,合力由面(外圈窄边)指向背(外圈宽边)的轴承被压紧,“放松端”轴承的轴向力等于本身的内部轴向力,“压紧”轴承的轴向力等于除本身内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和。此方法计算比较简便,但需借助轴系结构图作力的分析,以确定“压紧端”和“放松端”。
2) 公式归纳法:取每个轴承内部轴向力和除本身内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和的比较大者作为该轴承的轴向载荷Fa1和Fa2。按分析,归纳出两个轴承轴向载荷的计算公式:
undefined
取两者中较大者;
undefined
取两者中较大者。在这里要特别注意,应该是取代数值的大者,例如:
undefined
取大值Fa1=680N。所以得到Fa1=680N,而不是取Fa1=860N。
这种方法不需要作力的分析,计算简便。上述两者方法计算结果相同。
d) 求当量动载荷:Fr1/ Fa1和Fr2/Fa2的比值与判别系数e进行比较后,确定径向载荷系数x,轴向载荷系数y的值,并根据公式求得当量动载荷P1和P2。
3 难点分析
在当量动载荷计算中比较难掌握的有几点:
3.1 正装和反装的判别
两外圈窄边相对为正装(“面对面”安装),两外圈宽边相对为反装(“背靠背”安装)。通常在计算时为便于分析,将其简化。图3为是常用的向心角接触轴承的正反装形式。
左侧的这种表示方法比较好判断,右侧的常常会出现判别错误,可以简单地这样判断:大口(外圈与轴线之间的距离大的一端)相对是正装,小口相对是反装。
此时特别要注意角接触向心轴承的压力中心即支反力作用点不再是轴承宽度的中点,和中点偏移了一定距离。支反力作用点与轴承端面的距离可由轴承样本或有关手册查得。从图2中可以看出正装的两支反力作用点之间的距离小于两轴承宽中点之间的距离,跨距小,受力状况不好,而反装的两支反力作用点之间的距离大于两轴承宽中点之间的距离,跨距大,受力状况好。
3.2 判别系数的确定
不同的轴承类型的判别系数e取值不同,相应的调心球轴承(10000)和圆锥滚子轴承(30000)的判别系数e随其所受的轴向力的变化而改变,其他类型轴承的e值是不随外载荷变化的,由本身结构决定的。深沟球轴承的判别系数e由f0Fa/C0r;确定α=15°的角接触球轴承,e值由Fa/C0来确定;α=25°和α=40°的角接触球轴承,e值是一定值,分别为0.68和1.14。
3.3 轴向载荷的计算
1) “压紧端”轴承判别法: 关键是“压紧端”轴承和“放松端” 轴承的判定,合力由面(外圈窄边)指向背(外圈宽边)的轴承被压紧。正装时内部轴向力和外部轴向载荷合力的指向哪个轴承,轴系有向这个轴承运动的趋势,而实际上是不可能运动的,所以这个轴承被压紧,合力由大口指向小口的被压紧。正装时这样判定是可以的,但是反装时却正好相反了,内部轴向力和外部轴向载荷合力的指向那个轴承,它就被放松了。
2) 公式归纳法: 取每个轴承内部轴向力和除本身内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和的比较大者作为该轴承的轴向载荷Fa1和Fa2。但是在计算时如出现内部轴向力和本身内部轴向力以外的其他所有轴向力的代数和,如果没有充分理解就容易出现不知如何来确定轴向载荷。
轴向载荷Fa1和Fa2计算后可以验算下轴上的所有轴向载荷是否平衡。如果轴系所受轴向力不平衡,说明Fa1和Fa2有误,重新取值。接下来,就可以进行当量动载荷的计算。
3.4 径向载荷系数x
一些轴承(如深沟球轴承)的径向载荷系数x与其相对的轴向载荷iFa/C0r有关,在选择轴承时需要试算。很费时间,但难度不大。
向心轴承在径向载荷作用下,只有部分滚动体承受载荷。而在轴向载荷下,全部滚动体承受载荷。因此,轴向力对滚动体在一定范围内是有利的,但不是很大,所以在轴向力较小时可以忽略不计(x=1,y=0),而在轴向力较大时才考虑。由于单纯地比较轴向力Fa,并不足以显示出它的大小,必须考虑轴承的大小,例如200N的轴向力,对于小轴承是大的,而对于大轴承又是小的。如何判断轴向力是否足够大,以其相对轴向载荷iFa/C0r为准。此值可以看作轴向载荷Fa与每排滚动体的额定静载荷C0r/i之比,用C0r/i代表轴承的大小。根据iFa/C0r确定判断系数e。[5]
4 结语
掌握滚动轴承当量动载荷的计算就可以准确地进行寿命计算,对确定滚动轴承的承载能力和正确选择滚动轴承,从而保证产品品质具有重要意义。
摘要：滚动轴承的寿命是衡量滚动轴承承载能力的重要指标。滚动轴承寿命计算的核心问题是当量动载荷的计算,而对不同类型的轴承当量动载荷计算的方法也不同。介绍了滚动轴承当量动载荷计算的一般过程和难点。
关键词：滚动轴承,寿命,当量动载荷
参考文献
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