高速球轴承热稳定性研究

发布时间：2019-11-16 02:38

【摘要】：基于球轴承拟静力学模型,考虑润滑油流变特性、热源和结构尺寸随温度的时变特性。利用热网格法建立了高速球轴承瞬态热计算模型,通过求解热平衡方程得到轴承瞬态变化特性,研究了工况参数对轴承生热量、温度和热诱导载荷的影响规律,为高速球轴承润滑参数选取、结构优化、热失效机理和故障分析提供了理论依据。结果表明:内圈转速和轴向载荷的变化均对轴承的热平衡温度和热诱导载荷有显著影响;适当降低润滑油的黏度、增大空气的对流系数有利于减小轴承热诱导载荷;预测结果和文献测试结果吻合较好。
【图文】：

ωsi(2)保持架与引导套圈间滑动摩擦生热量Qc=0．5DcFcωc(3)球公转引起的搅油生热量:Qd=∑Ni=1Fdωmdm2(4)式中:下标i、o和c分别代表轴承内圈、外圈和保持架;a为接触长半轴;b为接触短半轴;v为滚子滚道间相对滑动速度;μ为摩擦因数;σ为法向接触应力;Msi为自旋摩擦力矩;ωsi为球自旋速度;Dc为保持架引导面直径;Fc为套圈与引导面摩擦力;ωc为保持架转速;Fd为拖动阻力;ωm为球公转速度;Dm轴承节圆直径;N为球个数。1．2轴承热网格传递模型图1给出了整个轴系的热网格模型，假设轴系结构轴对称、周向温度均匀分布，选取关键点将模型划分为25个节点。图1中黑点代表节点位置分布。计算得到的热量分配，球与套圈间的差速滑动摩擦热、自旋摩擦热一半进入套圈、一半进入球体;保持架与引导面摩擦热和球搅油摩擦热全部进入润滑油。图1热网格模型Fig．1Thethermalnetworkofballbearing在热网格模型中，由于各节点温差不太大故忽略热辐射影响，仅考虑热传导和热对流两种换热方式，模型中各个节点通过热阻连接，热传导热阻和对流热阻可表示为Ｒc=LKA(5)ＲV=1hA(6)式中:L为导热特征长度;A为换热面积;K为材料导热系数;h对流系数;Nu为努塞尔数。根据传热学理论，对流换热系数可表示为h=NuKV/L(7)式中:KV为流体导热系数，依据换热形式的不同由相应经验公式求得。1．3轴承热膨胀计算模型由于温升影响，轴承各部件会产生不同程度的热膨胀位移，从而引起轴承内部接触状态的变化。高速球轴承径向热膨胀位移可表示为［11］ub=βbTbDb(8)ui=βiTiDi(9)uo=βo3(1+v)DoDo+D

润滑油,球轴承,生热量,黏度

图2计算流程图Fig．2Theflowchartofcalculation式中:η0为给定温度T0时的润滑油黏度;Toil为润滑油的工作温度;γ为润滑油的黏温系数。2模型验证为了验证模型的正确性，本文利用文献［12］中的高速球轴承进行分析，将本文热网格模型的预测结果与文献［12］实验结果进行对比。高速球轴承具体结构参数如下:轴承内径为35mm;轴承外径为62mm;节圆直径为48．5mm;轴承宽度为14mm;初始接触角为24°;球个数为16;球直径为7．14mm;轴承座外径为100mm。润滑油牌号MIL-L-23699，121℃时黏度值取为0．00506Pa·s，，润滑油的比热容为2000J/(kg·K)。轴承材料的比热容为500J/(kg·K)，热传导系数为12．5×10－6W/(m·K)。图3给出了轴承轴向载荷为667N时，不同转速下利用本文瞬态热分析模型达到热平衡时得到的高速球轴承外圈温度和总体生热量与文献［12］中的实验测试结果对比。从图3可知，随着转速的增大轴承外圈的温度快速升高，近似呈指数增长趋势，这主要是转速升高引起轴承总体生热量显著增大的结果;同时还可以看出本文预测结果和文献测试结果吻合很好，从而证明了本文建立的瞬态热分析模型的正确性。图3本文预测结果与文献实验结果对比Fig．3Comparisonofthepredictedtemperaturetothemeasuredvalueoftheliterature3计算实例及结果分析本节分析在内径35mm的高速球轴承、MIL-L-23699润滑油条件下计算，瞬态热分析的迭代步长均取为0．1s，供油温度和环境温度均为121℃，此时润滑油黏度值为0．00506Pa·s。图4给出了轴承内圈转速为10000r/min、轴向载荷为6kN，轴承座外表面对流换热系数为9．7W/(m2·K)，润滑油黏度为0．00506Pa·s时，轴承各节点温度、生热量和接触载荷随时间的变化特性。从图4可以知，在前1000s?

【参考文献】