盧立河,趙 晶,王世杰

(沈陽(yáng)工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 沈陽(yáng) 110870)

0 引 言

作為一種采油設(shè)備,在現(xiàn)階段,潛油螺桿泵采油設(shè)備需要優(yōu)化的問(wèn)題主要包括:井下機(jī)組下潛深度、設(shè)備工作效率以及可靠性,而增加井下機(jī)組下潛深度、提高凈揚(yáng)程的關(guān)鍵難題是提升井下機(jī)組部分的軸向承載能力與耐熱性能[1]。

球鉸型自動(dòng)調(diào)心聯(lián)軸體[2]承受螺桿泵的軸向載荷。根據(jù)目前的井下機(jī)組下潛深度統(tǒng)計(jì),系統(tǒng)軸向力的總和為50 kN～120 kN不等[3],由于軸承使用工況苛刻,導(dǎo)致現(xiàn)行的標(biāo)準(zhǔn)軸承使用壽命短,承載能力不高。

王世杰、王雷[4]對(duì)潛油螺桿泵采油系統(tǒng)中的推力軸承進(jìn)行了有限元分析,提出了改變軸承局部品質(zhì)方案,但是其效果不甚理想。邱靖凇[5]提出了采用軸承串結(jié)構(gòu)的方法,但由于其結(jié)構(gòu)限制,僅能實(shí)現(xiàn)梯度分載,對(duì)于軸承承載能力的提高效果還十分有限。王世杰[6]提出了一種基于“平衡抵消”原則的雙進(jìn)單出螺桿泵,但受限于國(guó)內(nèi)現(xiàn)有的制造水平,該種螺桿泵尚未能得到實(shí)際工程應(yīng)用及推廣。另外,目前還有一種方法是采用氮化硅及氧化鋯陶瓷材料制造軸承,但是受限于高昂的制造成本,使得該類軸承也難以批量投入使用。

為克服上述這一瓶頸性問(wèn)題,筆者從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)角度出發(fā),提出了軸承的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案,并提出了用串聯(lián)軸承組來(lái)代替單一軸承[7-12]的方案?；凇按?lián)結(jié)構(gòu),并行均載”的設(shè)計(jì)理念,筆者開(kāi)展了針對(duì)軸承結(jié)構(gòu)的創(chuàng)新研究,其目的是使軸承組中,各級(jí)軸承單元能夠平均承擔(dān)螺桿泵轉(zhuǎn)子反饋的軸向載荷,減少各級(jí)軸承單元的軸向載荷,以求提高軸承的可靠性,從而打破油井徑向尺寸以及下潛深度的限制,進(jìn)而提高潛油螺桿泵采油系統(tǒng)的整體可靠性。

筆者應(yīng)用數(shù)值仿真方法對(duì)軸承組的均載效果和承載能力進(jìn)行研判,分析創(chuàng)新結(jié)構(gòu)較原有結(jié)構(gòu)的優(yōu)化效果,提出研究潛油螺桿泵采油系統(tǒng)軸向承載能力的一種可行方法,為極端工況下需提高限徑軸承承載能力和可靠性的其他裝置提供借鑒。

1 串行軸承組結(jié)構(gòu)及工作原理

串行軸承組(簡(jiǎn)稱軸承組)通常采用串聯(lián)結(jié)構(gòu)。此處以三級(jí)軸承組為例,軸承組的結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 軸承組結(jié)構(gòu)圖w1～w3—外套筒;n1～n3—內(nèi)套筒;t1～t3—推力球軸承;d1～d3—碟形彈簧

由圖1可見(jiàn):軸承組由碟形彈簧、推力球軸承、軸、軸套以及內(nèi)外套筒組成,各級(jí)外套筒之間緊密連接,底座緊壓碟形彈簧、推力球軸承,起支撐定位及承載作用;各級(jí)內(nèi)套筒之間僅最后一級(jí)與上一級(jí)留有軸向位移間隙,即Ⅲ級(jí)內(nèi)套筒n3與Ⅱ級(jí)內(nèi)套筒n2間留有軸向位移間隙,其余內(nèi)套筒之間均緊密銜接,起到向下一級(jí)軸承傳遞軸向載荷的作用。

當(dāng)潛油螺桿泵工作時(shí),推力球軸承軸圈、內(nèi)套筒隨軸進(jìn)行回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),座圈及碟形彈簧緊接外套筒固定不動(dòng),起固定支撐軸旋轉(zhuǎn)的作用,各級(jí)碟形彈簧同時(shí)開(kāi)始承載變形。需要注意的是,各級(jí)推力球軸承軸圈均隨軸轉(zhuǎn)動(dòng)。因此,鑒于功能實(shí)現(xiàn)的需要,串行軸承組內(nèi)各級(jí)推力球軸承的軸圈均縮進(jìn)1 mm,碟形彈簧尺寸在選取標(biāo)準(zhǔn)碟形彈簧的基礎(chǔ)上也經(jīng)過(guò)非標(biāo)加工支撐面,均不是標(biāo)準(zhǔn)件。

軸承組的工作原理是:在潛油螺桿泵采油系統(tǒng)開(kāi)始工作時(shí),螺桿泵轉(zhuǎn)子反饋的軸向力通過(guò)軸傳遞至Ⅰ級(jí)推力球軸承t1,同時(shí)內(nèi)套筒n1受力將軸向載荷傳遞至Ⅱ級(jí)推力球軸承t2;以此類推,直至Ⅲ級(jí),此時(shí)各級(jí)碟形彈簧承載相應(yīng)的變形;當(dāng)?shù)勺冃瘟坷鄯e達(dá)到軸向位移間隙時(shí),各級(jí)軸承單元即實(shí)現(xiàn)了對(duì)軸向載荷的均載。

2 軸承組均載理論分析

在系統(tǒng)軸向載荷F(定值)作用下,軸承組中各級(jí)碟形彈簧產(chǎn)生軸向彈性變形;各級(jí)軸承單元滾動(dòng)體與滾道面之間產(chǎn)生彈性接觸變形;各級(jí)內(nèi)、外套筒均產(chǎn)生微量變形。

此處筆者采用彈性系統(tǒng)對(duì)軸承組進(jìn)行描述,其等效力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 等效力學(xué)模型F—系統(tǒng)總的軸向載荷,N;K1,K2—內(nèi)套筒的軸向剛度,外套筒的軸向剛度,N/m;Kr1～Kr3—(滾動(dòng)體)接觸剛度,N/m;Km1～Km3—碟形彈簧的軸向剛度,N/m;X1～X2—碟形彈簧受載產(chǎn)生的變形量,內(nèi)套筒傳遞載荷產(chǎn)生的行程,mm;C1～C3—軸承組各部件相對(duì)運(yùn)動(dòng)可能產(chǎn)生的摩擦阻尼,N,如碟簧外圓面與外套筒內(nèi)圓面間相對(duì)運(yùn)動(dòng)可能產(chǎn)生的摩擦阻尼

此處應(yīng)用機(jī)械阻抗分析法,得到該力學(xué)模型的等效機(jī)械網(wǎng)絡(luò),如圖3所示。

圖3 等效機(jī)械網(wǎng)絡(luò)F1～F3—各級(jí)軸承單元軸向力,N;F12—分載傳遞至Ⅱ、Ⅲ級(jí)軸承單元時(shí)總的軸向力,N;F23～F12—分載傳遞至Ⅲ級(jí)軸承單元的軸向力,傳遞至Ⅲ級(jí)外套筒w3的軸向力,N;Ft1～Ft3—軸承組各元件相對(duì)運(yùn)動(dòng)可能產(chǎn)生的摩擦阻力,N

在理想條件下,理論上軸承組各元件間均采用間隙配合,故本文不考慮摩擦阻力Ft1～Ft3的影響。因此,根據(jù)圖3等效機(jī)械網(wǎng)絡(luò)中節(jié)點(diǎn)力的平衡關(guān)系,可以得出1～3節(jié)點(diǎn)的力平衡方程組為:

(1)

要使各級(jí)軸承單元實(shí)現(xiàn)均載,即各級(jí)軸承單元載荷F1～F3相等,且均等于Fa/3,筆者將該值回代式(1),可得:

(2)

同理,將其推廣至Z級(jí)軸承單元構(gòu)成的軸承組均載時(shí),應(yīng)有:

(3)

其中:i=1,2,3……Z-1。

(4)

已知選擇的軸承為同型號(hào)同規(guī)格,即各項(xiàng)參數(shù)均相等,根據(jù)上述應(yīng)力公式可得到下式:

σⅠ=σⅡ=σⅢ

(5)

式中:σⅠ,σⅡ,σⅢ—Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ級(jí)軸承單元滾動(dòng)體應(yīng)力值,MPa。

由式(5)可知:理論上Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ級(jí)軸承單元滾動(dòng)體應(yīng)力值相等,可達(dá)到各級(jí)軸承單元接觸內(nèi)載荷分布均勻性的目的,從而降低軸承組軸承單元最大接觸應(yīng)力值,最終實(shí)現(xiàn)提高軸承壽命的目的[13]。

假定各級(jí)內(nèi)、外套筒厚度相等,各級(jí)滾動(dòng)體直徑相等,內(nèi)套筒傳遞軸向載荷,碟形彈簧分流軸向載荷,顯然其軸向剛度必須滿足以下配比關(guān)系:

Km1=Km2……=KmZ

(6)

K1=K2……=KZ-1

(7)

3 承載能力仿真分析

為驗(yàn)證軸承組結(jié)構(gòu)對(duì)軸向載荷的均載效應(yīng),降低軸承組軸承單元最大接觸應(yīng)力,需先對(duì)原有的單一軸承結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要的仿真分析,以得出等效應(yīng)力、應(yīng)變,從而將其與軸承組仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比,進(jìn)而分析軸承組結(jié)構(gòu)的優(yōu)化效果。

3.1 單體推力球軸承應(yīng)力與應(yīng)變分析

筆者選取的標(biāo)準(zhǔn)推力球軸承型號(hào)為51410。此處根據(jù)軸圈結(jié)構(gòu)功能的需要,外徑縮進(jìn)1 mm,因此,為區(qū)別于標(biāo)準(zhǔn)51410,筆者將該軸承命名為51410a。事實(shí)上經(jīng)過(guò)仿真驗(yàn)證對(duì)比,51410a與51410的軸向承載能力趨于一致,其參數(shù)如表1所示。

表1 51410a推力球軸承幾何參數(shù)

3.1.1 軸承模型的構(gòu)建

考慮到推力球軸承是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),筆者選取軸承的1/4作為分析對(duì)象,在Creo軟件建立了51410a推力球軸承的三維幾何模型,其中,滾動(dòng)體數(shù)目為8個(gè),直徑為21.5 mm,并進(jìn)行了模型簡(jiǎn)化,依據(jù)圣維南定理[14,15],去除了對(duì)整體應(yīng)力分布無(wú)明顯影響的結(jié)構(gòu)。

由于推力球軸承的保持架、圓角、游隙等對(duì)應(yīng)力應(yīng)變的影響幾乎可以忽略不計(jì),筆者在建模時(shí)忽略圓角、游隙等因素;同時(shí)為了建模方便,節(jié)約計(jì)算資源,忽略了保持架對(duì)有限元分析結(jié)果的影響[16,17]。

筆者將51410a三維幾何模型另存為51410a.stp格式,導(dǎo)入到ANSYS Workbench。材料設(shè)置為軸承鋼GCr15,由于導(dǎo)入的模型粗糙不便于計(jì)算求解,此時(shí)需要對(duì)模型進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化處理;由于軟件無(wú)法自動(dòng)識(shí)別導(dǎo)入模型為四分之一,需對(duì)模型進(jìn)行軸對(duì)稱設(shè)置,新建Cylindrical坐標(biāo)系設(shè)置軸對(duì)稱,利用Symmetry功能設(shè)置軸對(duì)稱;單元類型選擇為8節(jié)點(diǎn)solid45號(hào)單元,在此基礎(chǔ)上筆者用網(wǎng)格劃分功能自動(dòng)生成網(wǎng)格,共劃分了23 913個(gè)網(wǎng)格單元,生成了52 361個(gè)節(jié)點(diǎn)。

3.1.2 載荷與約束施加

筆者模擬軸承的實(shí)際工況、裝配條件,在軸承座圈底部施加固定約束,對(duì)頂部模擬軸施加21 500 N的軸向載荷,軸徑為100 mm。

3.1.3 接觸對(duì)設(shè)置

接觸對(duì)的設(shè)置是軸承接觸分析的重要環(huán)節(jié),根據(jù)接觸對(duì)指定原則[18],筆者設(shè)置滾動(dòng)體表面為接觸面,軸圈、座圈滾道面為目標(biāo)面;設(shè)置滾動(dòng)體與軸圈、座圈滾道面接觸類型為Frictional,考慮滲砂、高溫、重載及脂潤(rùn)滑條件，設(shè)置滾動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1。

3.1.4 結(jié)果分析

經(jīng)ANSYS Workbench軟件分析計(jì)算所得51410a推力球軸承仿真結(jié)果如圖4所示。

(a)51410a等效應(yīng)力

從圖4中可以看出:(1)51410a等效應(yīng)力最大值為586.05 MPa,主要集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸位置;(2)等效應(yīng)變最大值為0.003 962 8,主要集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸位置。

3.2 軸承組承載能力分析

為與上述單體軸承作對(duì)比,本文采用51410a軸承對(duì)軸承組進(jìn)行仿真計(jì)算,以得出軸承組的等效應(yīng)力、應(yīng)變值,據(jù)此分析軸承組結(jié)構(gòu)的優(yōu)化效果。

軸承組的幾何特征參數(shù)如表2所示。

表2 軸承組幾何特征參數(shù)

3.2.1 二級(jí)軸承組仿真及結(jié)果分析

(1)軸承組模型的構(gòu)建

軸承組是具有高度非線性行為的多對(duì)接觸單元的組合體,考慮到整個(gè)軸承組是軸對(duì)稱結(jié)構(gòu),筆者取整個(gè)軸承組模型的1/4進(jìn)行數(shù)值模擬分析;為了建模方便,節(jié)約計(jì)算資源,進(jìn)行模型簡(jiǎn)化,去除對(duì)整體應(yīng)力分布無(wú)明顯影響的結(jié)構(gòu),筆者作如下的設(shè)定[19]:略去軸套及保持架不計(jì);不計(jì)軸承組的自重;略去倒角、圓角、游隙等不計(jì)。

將軸承組幾何模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench仿真軟件中的Static Structural模塊,以及設(shè)置軸對(duì)稱、拓?fù)鋬?yōu)化等過(guò)程,均與上述單體軸承的仿真過(guò)程相同,因此此處本文不再贅述。需要指出的是,軸承組碟簧采用一級(jí)對(duì)合組合型式,為便于仿真分析,筆者將碟簧對(duì)設(shè)置為一體。

再依次設(shè)置軸承組材料:軸承材料為軸承鋼GCr15,碟簧材料為彈簧鋼60Si2Mn,內(nèi)外套筒及軸材料均為45鋼;單元類型選擇為8節(jié)點(diǎn)solid45號(hào)單元,在此基礎(chǔ)上用網(wǎng)格劃分功能自動(dòng)生成網(wǎng)格,共劃分39 232個(gè)網(wǎng)格單元,生成124 891個(gè)節(jié)點(diǎn)。

(2)載荷與約束施加

筆者模擬軸承組的實(shí)際工況、裝配條件,軸承組外套筒底面、外圓面施加固定約束,軸承組頂部模擬施加21 500 N的軸向載荷,軸徑為100 mm。

(3)接觸對(duì)設(shè)置

多零件表面發(fā)生接觸時(shí),筆者根據(jù)接觸對(duì)指定原則,設(shè)置滾動(dòng)體表面為接觸面,軸圈、座圈滾道面為目標(biāo)面,其余設(shè)置均遵循指定原則;設(shè)置滾動(dòng)體與軸圈、座圈滾道面接觸類型為Frictional,考慮滲砂、高溫、重載及脂潤(rùn)滑條件，設(shè)置滾動(dòng)摩擦系數(shù)為0.1;外套筒與碟簧及內(nèi)套筒、外套筒之間、軸承與碟簧、軸與軸承的接觸類型均設(shè)置為Bonded;碟簧與外套筒,內(nèi)套筒與軸、軸承的接觸類型均設(shè)置為No Separation。

(4)結(jié)果分析

二級(jí)軸承組仿真分析結(jié)果如圖5所示。

(a)二級(jí)軸承組等效應(yīng)力云圖

(b)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)力云圖

(c)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)變?cè)茍D

由圖5可知:(1)軸承組等效應(yīng)力最大值為1 019.3 MPa,主要集中在第一級(jí)碟簧對(duì)間的接觸區(qū)域,這是因?yàn)榈蓪?duì)間接觸面積小而產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象;(2)第一級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值323.86 MPa,同理第二級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值為329.6 MPa,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域;(3)第一級(jí)軸承單元等效應(yīng)變最大值為0.002 213 4,同理第二級(jí)軸承單元等效應(yīng)變最大值為0.002 424 2,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域。

3.2.2 三級(jí)軸承組仿真及結(jié)果分析

三級(jí)、四級(jí)、五級(jí)軸承組的具體仿真分析過(guò)程均與上述二級(jí)軸承組的分析過(guò)程相同,因此,此處筆者不再贅述。

三級(jí)軸承組的仿真分析結(jié)果如圖6所示。

(a)三級(jí)軸承組等效應(yīng)力云圖

(b)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)力云圖

(c)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)變?cè)茍D

由圖6可知:(1)三級(jí)軸承組最大等效應(yīng)力為708.26 MPa,主要集中在第一級(jí)碟簧對(duì)間的接觸區(qū)域;(2)第一級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值為232.27 MPa,同理第二、三級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值分別為225.85 MPa、223.14 MPa,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域;(3)第一級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變?yōu)?.001 735 6,同理第二、三級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變分別為0.001 689 7、0.001 681 5,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域。

3.2.3 四級(jí)軸承組仿真及結(jié)果分析

四級(jí)軸承組的仿真分析結(jié)果如圖7所示。

(a)四級(jí)軸承組等效應(yīng)力云圖體等效應(yīng)力云圖

(b)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)力云圖

(c)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)變?cè)茍D

由圖7可知:(1)四級(jí)軸承組最大等效應(yīng)力為566.18 MPa,主要集中在第一級(jí)碟簧對(duì)間的接觸區(qū)域;(2)第一級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值為188.84 MPa,集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域;同理,第二、三、四級(jí)軸承單元等效應(yīng)力最大值分別為181.41 MPa、183 MPa、172.72 MPa;(3)第一級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變?yōu)?.001 519 2,集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域;同理,第二、三、四級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變分別為0.001 457 1、0.001 396 5、0.001 339。

3.2.4 五級(jí)軸承組仿真及結(jié)果分析

五級(jí)軸承組的仿真分析結(jié)果如圖8所示。

(a)五級(jí)軸承組等效應(yīng)力云圖

(b)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)力云圖

(c)第一級(jí)軸承單元滾動(dòng)體等效應(yīng)變?cè)茍D

由圖8可知:(1)五級(jí)軸承組最大等效應(yīng)力值為457.81 MPa,主要集中在第一級(jí)碟簧對(duì)間的接觸區(qū)域;(2)第一級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)力為168.22 MPa;同理,第二、三、四、五級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)力分別為159.61 MPa、154.78 MPa、153.22 MPa、141.55 MPa,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域;(3)第一級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變?yōu)?.001 238 6;同理,第二、三、四、五級(jí)軸承單元最大等效應(yīng)變分別為0.001 169、0.001 174 9、0.001 138 2、0.001 030 4,均集中在滾動(dòng)體與滾道面接觸區(qū)域。

4 軸承組均載效果及總體承載能力

綜合上述仿真數(shù)據(jù)可知,隨著軸承組級(jí)數(shù)的增加,軸承組最大等效應(yīng)力、軸承單元等效應(yīng)力、應(yīng)變均呈遞減趨勢(shì),各級(jí)碟形彈簧變形均勻。因此,筆者主要以等效應(yīng)力為依據(jù)來(lái)表征軸承組的均載效果及承載能力。

4.1 軸承組均載效果

為了便于對(duì)比分析,筆者將多級(jí)軸承組軸承單元等效應(yīng)力仿真數(shù)據(jù)制作成表,如表3所示。

表3 多級(jí)軸承組軸承單元等效應(yīng)力

為了更好地表征軸承組的均載性能,筆者引入量化評(píng)價(jià)參數(shù)—均載率[20]。均載率是用于表征軸向載荷在各級(jí)軸承單元間分配均勻程度的指標(biāo),其定義為:

(8)

(9)

式中:η—均載率,%;δmax,δmin—施加在軸承單元上的最大等效應(yīng)力、最小等效應(yīng)力,MPa;δm—算數(shù)平均等效應(yīng)力,MPa;δa—軸承組各級(jí)軸承單元總等效應(yīng)力,MPa;Z—軸承組級(jí)數(shù)。

筆者利用公式(8,9)計(jì)算所得的均載率數(shù)值制作成表,并繪制成點(diǎn)線圖,如圖9所示。

圖9 軸承組均載率

從圖9可見(jiàn):軸承組均載率達(dá)到82%以上,均載效果良好,有效避免了個(gè)別軸承單元過(guò)載現(xiàn)象的發(fā)生,充分提高了軸承單元的承載能力及效率。

但隨著軸承組級(jí)數(shù)的增加,軸承組均載效果逐漸降低,這是由于選取的碟形彈簧是在標(biāo)準(zhǔn)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)的非標(biāo)支撐,從而導(dǎo)致配套的內(nèi)套筒軸向尺寸精度過(guò)高,而軟件自身的精度有限,致使軸承組在裝配時(shí)元件間不可避免地存在微量軸向間隙,如圖10所示(僅為其中一種可能性)。

圖10 元件間的軸向間隙

由圖10可見(jiàn):元件間存在的微量軸向間隙使得各級(jí)碟形彈簧無(wú)法同時(shí)承載,必然導(dǎo)致各級(jí)軸承單元受力不均,即便碟形彈簧的軸向剛度滿足均載的配比要求,實(shí)際傳力也會(huì)發(fā)生變化;此外,若碟簧外圓面與外套筒內(nèi)圓面存在較大摩擦力,也會(huì)改變系統(tǒng)的力平衡關(guān)系,導(dǎo)致軸承組的均載效果隨著軸承組級(jí)數(shù)的增加而進(jìn)一步降低。

4.2 軸承組總體承載能力

為了便于對(duì)比分析,筆者將軸承組最大等效應(yīng)力值數(shù)據(jù)制作成表,并繪制成點(diǎn)線圖,如圖11所示。

圖11 軸承組最大等效應(yīng)力

由圖11可見(jiàn):隨著軸承組級(jí)數(shù)的增加,軸承組最大等效應(yīng)力呈遞減趨勢(shì);可見(jiàn)軸承組由于碟簧對(duì)間應(yīng)力集中隨軸承組級(jí)數(shù)的增加而減弱,直至忽略不計(jì)。

為便于對(duì)比分析,筆者將多級(jí)軸承組軸承單元最大等效應(yīng)力值制作成表,并繪制成點(diǎn)線圖,如圖12所示。

從圖12中可預(yù)測(cè)的是,在軸向尺寸允許的情況下,理論上軸承單元最大等效應(yīng)力值會(huì)隨著軸承組級(jí)數(shù)的增加,一直呈遞減趨勢(shì)。

圖12 軸承單元最大等效應(yīng)力

在軸向載荷一定的情況下,筆者將多級(jí)軸承組對(duì)原結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力的減少比例,及與上一級(jí)減少比例制作成表,如表4所示。

表4 軸承組等效應(yīng)力減小比例

從表4中可見(jiàn):二級(jí)、三級(jí)、四級(jí)、五級(jí)軸承組對(duì)原結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力的減少比例分別為40.75%、60.36%、67.77%、71.19%;同時(shí),三級(jí)軸承組等效應(yīng)力較二級(jí)軸承組減少了40.2%,四級(jí)軸承組等效應(yīng)力較三級(jí)軸承組減少了18.69%,五級(jí)軸承組等效應(yīng)力較四級(jí)軸承組減少了10.6%。由此可見(jiàn),軸承組可以有效地提高了軸承的承載能力。

筆者將多級(jí)軸承組的等效應(yīng)力減小比例數(shù)據(jù)繪制成圖,如圖13所示。

圖13 多級(jí)軸承組等效應(yīng)力減小比例

從圖13可見(jiàn):軸承組的優(yōu)化效果與軸承組級(jí)數(shù)是成正比的,但軸承組的優(yōu)化程度隨軸承組級(jí)數(shù)的增加而降低,即軸承組級(jí)數(shù)超出一定范圍,其優(yōu)化效果可忽略不計(jì)。

因此,在軸承組投入使用前,需根據(jù)實(shí)際工況選取合適的軸承組級(jí)數(shù),以追求效益的最大化。

5 結(jié)束語(yǔ)

為解決限徑軸承軸向力過(guò)大導(dǎo)致系統(tǒng)整體壽命受限這一關(guān)鍵技術(shù)難題,筆者設(shè)計(jì)了串行軸承組結(jié)構(gòu),旨在使軸承組軸承單元平均承擔(dān)軸向載荷以求提高系統(tǒng)整體壽命;應(yīng)用數(shù)值仿真方法對(duì)比分析了軸承組與原結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、應(yīng)變特征。

研究結(jié)論如下:

(1)串行軸承組實(shí)現(xiàn)了對(duì)軸向載荷的均載效應(yīng),突破了徑向尺寸的限制,成功解決了限徑軸承因軸向載荷過(guò)大導(dǎo)致壽命過(guò)短的問(wèn)題;

(2)軸承組均載率在82%以上,均載效果良好,各級(jí)軸承單元碟簧變形量小且均勻,有效提高了軸承組件的承載能力;

(3)軸承組額定動(dòng)載荷大,軸承組級(jí)數(shù)對(duì)原結(jié)構(gòu)的優(yōu)化效果是成正比的,即在軸向載荷一定的情況下,二級(jí)、三級(jí)、四級(jí)、五級(jí)軸承組對(duì)原結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力的減少比例分別為40.75%、60.36%、67.77%、71.19%,有效減少了軸承單元的軸向載荷。

因?yàn)榇休S承組的承載能力及均載性能仍有待提高,所以在下一步的研究中,筆者將著手對(duì)軸承組的各組成元件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),以求提高軸承組的承載能力及均載性能,同時(shí)進(jìn)行必要的實(shí)驗(yàn)分析。