張 帥,杜學(xué)芳,張 濤,周守虎,王 偉

(1.河南工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,河南 新鄉(xiāng) 453003;2.浙江兆豐機(jī)電股份有限公司,浙江 杭州 311232)

0 引言

機(jī)體桿端軸承廣泛應(yīng)用于飛機(jī)操作機(jī)構(gòu)中,對(duì)飛機(jī)安全飛行起著重要的作用[1]。機(jī)體桿端軸承為帶密封單元的雙列調(diào)心球軸承,兩列鋼球交錯(cuò)排列,做往復(fù)擺動(dòng),鋼球與鋼球、鋼球與軸承套圈間的作用力復(fù)雜多變,容易導(dǎo)致鋼球卡死,造成軸承失效,影響飛機(jī)操作的安全性。此外,密封圈和軸承套圈摩擦生熱,導(dǎo)致軸承腔內(nèi)溫度升高,潤(rùn)滑脂的潤(rùn)滑特性改變,影響軸承的動(dòng)力學(xué)特性和使用壽命。因此,開展機(jī)體桿端軸承-密封單元的動(dòng)力學(xué)特性研究,可提高軸承的工作性能和使用壽命,降低軸承的故障率,提升飛行安全系數(shù)。

軸承摩擦力矩的大小和波動(dòng)性直接影響轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的定向和定位精度、壽命以及主機(jī)的安全[2]。鄧四二等建立了雙列調(diào)心滾子軸承[3]、雙列圓錐滾子軸承[4]、陀螺角接觸球軸承[5]和圓柱滾子軸承[6]的摩擦力矩模型,分析了不同工況、結(jié)構(gòu)及工藝對(duì)摩擦力矩的影響。張占立[7]建立了YRT轉(zhuǎn)臺(tái)軸承摩擦力矩模型,分析了軸向游隙和滾子修形對(duì)摩擦力矩特性的影響。崔宇飛等[8]建立了六自由度控制力矩陀螺軸承組件非線性動(dòng)力學(xué)微分方程組,分析了公-自轉(zhuǎn)工況、有/無(wú)重力的工況、軸承預(yù)緊力以及保持架兜孔間隙對(duì)軸承摩擦力矩及其波動(dòng)性的影響。

現(xiàn)有文獻(xiàn)鮮見機(jī)體桿端軸承動(dòng)力學(xué)方面的研究,本文基于機(jī)體桿端軸承的運(yùn)動(dòng)和受力分析,開發(fā)機(jī)體桿端軸承-密封單元的動(dòng)力學(xué)仿真平臺(tái),開展摩擦力矩特性研究,為機(jī)體桿端軸承-密封單元的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 機(jī)體桿端軸承-密封單元?jiǎng)恿W(xué)模型

1.1 機(jī)體桿端軸承

機(jī)體桿端軸承是軸承與操作桿復(fù)合的一種新型軸承,由外圈、內(nèi)圈、鋼球和密封單元組成(如圖1所示),兩列鋼球交錯(cuò)排列。

圖1 機(jī)體桿端軸承組成

1.2 機(jī)體桿端軸承摩擦力矩分析

機(jī)體桿端軸承為滿裝雙列調(diào)心球軸承,因此主要考慮滾動(dòng)體與滾道彈性滯后引起的摩擦、差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦、潤(rùn)滑脂的粘性摩擦和密封圈的滑動(dòng)摩擦。

1.2.1 材料彈性滯后引起的摩擦力矩

(1)

式中,U為材料彈性滯后系數(shù);DPW為滾動(dòng)體中心直徑;γ為無(wú)量綱幾何參數(shù);q為鋼球與滾道間法向方向接觸負(fù)荷;Z為鋼球個(gè)數(shù);下標(biāo)i、e和b分別表示軸承內(nèi)、外圈和鋼球(下同)。

1.2.2 鋼球與套圈差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦力矩

(2)

(3)

(4)

1.2.3 潤(rùn)滑脂黏性引起的摩擦力矩

(5)

式中,αoil為潤(rùn)滑脂基礎(chǔ)油黏壓系數(shù);S為潤(rùn)滑充分系數(shù);H為油膜厚度;ai(e)j為第j個(gè)鋼球與內(nèi)(外)滾道接觸橢圓長(zhǎng)軸。

1.2.4 密封圈的滑動(dòng)摩擦力矩

(6)

根據(jù)文獻(xiàn)[9],φ=0.111,η為潤(rùn)滑劑動(dòng)力粘度;u為軸表面速度,u=nπD/60;n為旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速;D為密封件接觸處內(nèi)圈的直徑;b為密封圈接觸寬度;G為抱軸力。

2 機(jī)體桿端軸承-密封單元?jiǎng)恿W(xué)仿真平臺(tái)開發(fā)

基于FORTRAN語(yǔ)言對(duì)ADAMS軟件進(jìn)行二次開發(fā)[10],可自動(dòng)生成所需要的動(dòng)力學(xué)分析模型,避免重復(fù)性或復(fù)雜的工作,提高工作效率。

'2.1 動(dòng)力學(xué)平臺(tái)前處理模塊

機(jī)體桿端軸承-密封單元?jiǎng)恿W(xué)仿真平臺(tái)前處理模塊主要包括外圈、內(nèi)圈、鋼球和潤(rùn)滑條件等建模工作界面,如圖2所示。

(a)外圈建模工作界面

(b)內(nèi)圈建模工作界面

(c)鋼球建模工作界面圖2 前處理模塊

2.2 動(dòng)力學(xué)仿真平臺(tái)后處理模塊

圖3為后處理模塊,可查看輸出分析結(jié)果。如套圈與鋼球的作用力、鋼球的動(dòng)態(tài)特性、接觸及潤(rùn)滑的結(jié)果、旋滾比、基本額定動(dòng)(靜)負(fù)荷等。

(a)套圈與鋼球的作用力后處理界面

(b)鋼球動(dòng)態(tài)特性后處理界面

(c)接觸及潤(rùn)滑特性后處理界面

(d)其他后處理界面圖3 后處理模塊

3 摩擦力矩特性研究

分析條件:徑向載荷為500N,軸向載荷為0 N,內(nèi)圈溝曲率半徑1.625 mm,鋼球直徑3.165 mm,外圈溝曲率半徑8.59 mm,擺動(dòng)幅值45°,擺動(dòng)頻率為10 Hz。

3.1 內(nèi)圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響

圖4為內(nèi)圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響。摩擦力矩隨內(nèi)圈溝曲率半徑的增大而減小。隨著內(nèi)圈溝曲率半徑的增大,鋼球與內(nèi)圈間的密合度減小,因此由差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦減小,摩擦力矩減小。

圖4 內(nèi)圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響

3.2 外圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響

圖5為外圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響。摩擦力矩隨外圈溝曲率半徑的增加而增加,但幅值變化不大,因此外圈溝曲率半徑的變化對(duì)軸承摩擦力矩的影響較小。

圖5 外圈溝曲率半徑對(duì)摩擦力矩的影響

3.3 鋼球直徑對(duì)摩擦力矩的影響

圖6 鋼球直徑對(duì)摩擦力矩的影響

圖6為鋼球直徑對(duì)摩擦力矩的影響。軸承摩擦力矩隨著鋼球直徑的增大,摩擦力矩變化不大,因此鋼球直徑對(duì)軸承摩擦力矩的影響較小。

4 結(jié)論

基于FORTRAN語(yǔ)言對(duì)ADAMS軟件進(jìn)行二次開發(fā),建立機(jī)體桿端軸承-密封單元?jiǎng)恿W(xué)仿真平臺(tái),開展機(jī)體桿端軸承摩擦力矩特性研究。研究結(jié)果表明:軸承摩擦力矩隨內(nèi)圈溝曲率半徑的增大而減小;外圈溝曲率半徑和鋼球直徑對(duì)摩擦力矩影響不大。

機(jī)體桿端軸承-密封單元?jiǎng)恿W(xué)仿真平臺(tái)的開發(fā),為機(jī)體桿端軸承-密封單元的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了研究平臺(tái)。