角接触球轴承设计(罗继伟)

格式：pdf
大小：343.29 KB
文档页数：25

下载文档原格式

角接触球轴承设计(罗继伟)

ui = Dw ( fi - 0.5) sina
ui = Dw ( fi - 0.5) sin a
ai = B 2 + ui
uo = Dw ( fo - 0.5) s圈与深沟球轴承通用的外圈沟位置
ao = B 2 + ui + uo
ai = B 2
三接触应力与变形
1 Hertz接触模型
光滑表面弹性体，低吻合度接触
2 接触点主曲率半径 Rij
g = Dw cosa / dm
下标 i=1（球）；=2（滚道）
j=1（yz平面）；=2（zx平面）
球体：
R11 = R12 = Dw / 2
內滚道：
rij
R21 = ri = fi Dw
R22
=
Ri
=
dm
/
2
- Dw cosa cosa
=
K
n
A1.5 o
çæ è
cosa cosa ¢
- 1÷ö1.5 ø
平衡方程：Z × Qn sina ¢ = Fa
Fa
ZK
n
A 1.5 o
=
sin
a
¢çæ è
cosa cosa ¢
-
1÷ö1.5 ø
未知量 a ¢
轴向位移：d a = A¢sina ¢ - Ao sin a
=
Ao
cosa cosa ¢
內滚道接触
å ri
=
2 Dw
+
2 Dw
-
1 fi Dw
+
2 cosa dm (1- g )
=
1 Dw
ççèæ 4 -
1 fi
+ 2g 1-g

高速角接触球轴承承载及其支承刚度的分析与计算

了高速角接触球轴承所承受的栽荷与径向位移（Ｕｚ－，Ｕ）、轴向位移（）和角位移（、）的关系，从而分析了高速角接触球轴
承的承栽能力，计算了高速角接触球轴承承受联合栽荷作用下的轴承位移。求解获得高速角接触球轴承的栽荷一位移关系，在此基础上，采用差分逼近的方法计算，得到高速角接触球轴承多个方向的支承刚度。
荷也将随之改变，滚动体与内、外环的接触角也随之改变．这主要是由于滚动体离心力和陀螺力矩不断增大引起的［ｓ］。对于单个滚动体所承受的外载荷，如图１
Ｑ＝ｕ￣，３ｔ２Ｑ＝ＫＭ式中，、Ｋ为弹性变形系数；为接触变形。
ＩＱ一Ｑｃ。ＳＯ，ｑ＋（Ａ＃ｉｎｏｔ￣－Ａ，ｓｉｎａ（１））＋Ｆ，￣＝０
ｑ
Ｈｅｒｔｚ弹性接触理论、刚性套圈假设、套圈控制理论。
式中：、Ｑ分别为滚动体与内外滚道的接触载荷；
、
１高速角接触球轴承承载分析
１．１高速角接触球轴承滚动体受载分析
分别为滚动体的离心力、陀螺力矩；Ｄ为滚动体为滚动体与内、外滚道的接触角。
直径；

大接触角推力球轴承接触的有限元仿真研究

［3 ］［2 ］
2
传统赫兹理论求解
轴承钢球和滚道间的接触属于弹性力学的接触问题。
； Harris 等建立了基于弹流润兹接触理论
［7 ］
；国内的罗继伟等在常规尺寸、微尺寸以及特种轴承的
，两物体接触情况如图 1 所示，即两物
第 30 卷
第1 期
计
算
机
仿
真
2013 年 1 月
文章编号： 1006 － 9348 （ 2013 ） 01 － 0305 － 05
大接触角推力球轴承接触的有限元仿真研究
王槐，代霜
（中国科学院长春光学精密机械与物理研究所，吉林长春 130033 ）摘要：在精密回转设备的研制过程中，由于轴承高回转中存在低晃动误差，影响精度。为分析大接触角推力球轴承的接触特性，依据经典的赫兹弹性接触理论，计算了轴承的静载荷特性参数。结果表明：轴承承载能力满足设计要求。为验证理论分析，采用有限元法结合 ANSYS 软件进行了非线性仿真验证。分析了接触刚度（ FKN）、渗透容差（ FTOLN）、接触算法、非对称接触选择、摩擦系数和初始间隙调整等关键参数，并给出了推荐值。轴承承载后接触应力和弹性趋近量与理论计算结果间的误差分别为 1． 4% 和 3． 2% 。验证了分析过程的合理性，为轴承研制的工程问题提供了可靠的设计依据。关键词：大接触角推力球轴承；赫兹接触理论；有限元接触仿真中图分类号： TH128 文献标识码： A
Study on Contact Finite Element Simulation of the High － Angular Contact Thrust Ball Bearing

设计说明书角接触球轴承资料

课程设计课程名称机械设计基础题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师200 年月日目录机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (3)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件的设计计算 (6)五、轴的设计计算 (15)六、滚动轴承的选择及计算 (23)七、键联接的选择及校核计算 (26)八、高速轴的疲劳强度校核 (27)九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)参考资料目录题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。

设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

图2为参考传动方案。

二、课程设计的要求与数据已知条件：1．运输带工作拉力： T = 450NmkN ； 2．运输带工作速度： v = 0.8m/s ； 3．卷筒直径： D =350mm ； 4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

三、课程设计应完成的工作动力及传动装置F 图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案2．零件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书1份。

四、课程设计进程安排五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。

发出任务书日期：2008年 6 月23日指导教师签名：计划完成日期：2008年7 月11日基层教学单位责任人签章：主管院长签章：首先确定个段直径d=26mm 有最小直径算出）A段：1首先，确定各段的直径mmN, 11304⋅11822 2⋅-=mmNVmmNMmmN⋅=⋅125132,1349183右边70MPa。

螺杆钻具中多联止推角接触球轴承的设计

即:B= 37mm
(1)内外径可知:d= 100mm
(2)滚道接触点平均直径:
D= 170mm
参考文献 [1] 万长森. 滚动轴承的分析方法. 北京: 机械
T-业出版社， 1987 . 160- 701. [2] 李克向，姜义忠，胡泽明译. 井下液动钻具. 泰拉斯波尔斯基【法](w ].北京:石油工业出版社， 1991.
承的润滑。即: 占 lmm 二
(3沙圈径:d, =D +E二35+1=136m 卜内 1 m (4)内圈阻 :人=氏 - 8 =1 1二 m 夕 35- 134m (5)钢球直径查钢球手册:D， =26mm
(6)接触角( 由于四点接触) a = 450 (7)内外圈滚道曲率半径: R “ 6 - 0 7)D (0
冲击，结构简单和卸装方便。并能承受轴双向向载荷等特点。适用于转速低，载荷大，振动剧烈的场合，其工作特性是一般轴承难以达到的。
抗拉强度:or z 2400MPa b 屈服极限:q, a 1880MPa
延长率: 9 ;- 8.0% > 断面回缩率: ii ? 27% 冲击韧度:ak? 0 3 MPa 套圈硬度:54 一 56HR C
( 12)单列钢球数: Z= 2川刀= 16 . 21
取 Z= 16
黑攘蒸黔鬓黑
}
图1 多联角接触球轴承由干井下动力钻具是在恶劣的环境下工作的，轴向力在滚动轴承组的每列轴承 L分布是不均匀的，越靠近钻头的一方越容易疲劳破坏，在安装和加工中不可能很精确，对于加工好的轴承在未使用前应该进行加载跑合，按顺序组装，在专用装置上对轴承加上一定轴向载荷进行磨合。轴承磨合后可以保证大多数内外圈在使用中同时受力，跑合好的轴承组要整体包装好，不能调换轴承圈的顺序。

角接触球轴承的轴向载荷—变形曲线和预紧

角接触球轴承的轴向载荷—变形曲线和预紧
张锦华
【期刊名称】《轴承》
【年(卷),期】1988(000)001
【摘要】利用本文绘出的角接触球轴承的轴向载荷一变形曲线，可简便地确定预紧轴承的预紧工作点，并且在应用上具有通用性。

附图6幅，表1个，参考文献7篇。

【总页数】8页(P2-7)
【作者】张锦华
【作者单位】洛阳工学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH13
【相关文献】
1.惯性载荷对高速角接触球轴承最优预紧力的影响分析 [J], 赵春江;熊杰;于晓凯;黄庆学;葛世东
2.轴向载荷下高速角接触球轴承运动特性分析 [J], 汪杨;陈国定;李德水;余永健
3.角接触球轴承预紧与刚度 [J], 罗天宇;罗继伟
4.角接触球轴承受纯轴向载荷后接触角变化的分析与计算 [J], 郭笑男
5.角接触球轴承预紧测量设备研制 [J], 刘兰波;鹿昌剑;苏永胜;李勇
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。

1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。

j =0
j =0
å ò ( ) ( ) Jr
=
1 2p z j=0
cosj
2.5
=
1 2p z0
cosj
2.5dj
Qmax
=
Fr zJr cosa
当 z 足够大时， Jr = 0.2288
Qmax
=
4.37Fr z cosa
考虑游隙存在： Qmax
=
z
5Fr cosa
3 轴向载荷
Fa = zQ sina
（5）将各节点的额定动载荷从
大到小排序
1 Hertz接触模型
光滑表面弹性体，低吻合度接触
2 接触点主曲率半径 Rij
g = Dw cosa / dm
下标 i=1（球）；=2（滚道）
j=1（yz平面）；=2（zx平面）
球体：
R11 = R12 = Dw / 2
內滚道：
rij
R21 = ri = fi Dw
R22
=
Ri
=
dm
/
2
- Dw cosa cosa
角接触球轴承设计
罗继伟 2012. 03
一结构特点
1 接触角 15o ,25o ,40o ,60o 2 承受径向、轴向双向载荷 3 高速性能好 4 配对使用
二几何关系
1 沟曲率半径 r = f Dw 吻合度 s = Dw / r = 1 / f
对通用轴承 fi ≤0.52 fo ≤0.53
2 游隙与接触角
轴承在载荷 Cr 作用下，能够运行 106 转 Cr 是轴承固有的能力
fc 是与
相关的系数，在标准中列出。
2 基本额定寿命
当量动载荷系数X，Y在标准中列出。
3 额定静载荷使最大赫兹接触应力达到下列数值的载荷滚子轴承 4000Mpa，球轴承4200Mpa，调心球轴承4600Mpa 该载荷可产生0.0001Dw的永久变形。
内、外圈均变动时
ai = B 2 + ui + do 仅外圈变动时
ao = B 2 + uo + do
ao = B 2 + ui + uo + 2do
五额定载荷与寿命
1 额定动载荷
轴承承载能力与耐久性的一种度量
甲
乙
负重kg 61 70 88 35 40 50
行程km 1.5 1.0 0.5 1.5 1.0 0.5
* o
å
r ) 1 3 -1.5 o
2 径向载荷
接触法向位移 dnj = dr cosj cosa
( ) ( ) Qj
=
K
nd
1.5 nj
=
K
nd
1.5 r
cosj cosa
1.5
= Qmax
cosj
1.5
Qrj = Qj cosa = Qmax cosa (cosj )1.5
平衡方程
2p
2p
å å Fr = Qrj cosj = Qmax cosa (cosj )2.5 = zJ rQmax cosa
k2 Z Dw ≤ （4）保持器梁宽约束：
/Z – 1.01Dw ≥ bmin
3. 网格法（适用于离散变量）
（1）初值： Dw0 =0.28(D – d )
= 0.5 (D + d )
Z0 = （2）形成网格系统
/(k2Dw0 )
（3）对网格内的所有节点检验
约束条件
（4）对满足约束条件的节点计
算额定动载荷
d*
1 0.9978 0.9910 0.9792 0.9618 0.9376 0.9045 0.8586 0.7918 0.6799 0.6458 0.6031 0.5463 0.4598 0.3844 0.3620 0.3356 0.3028 0.2490 0.2005 0.1847 0.1637 0.1320 0.1055 0
四钢球载荷与位移
1 接触刚度
d i = GiQ 2 3 do = GoQ2 3 d n = di + d o = (Gi + Go )Q2 3 = GnQ2 3
Q
=
K
nd
1.5 n
Kn
=
G -1.5 n
=
(Gi
+ Go )-1.5
钢制轴承
Kn
=
2.1343´105
×
(d
* i
å ri1 3
+
d
sin a ¢
-
Ao
sin a
=
Ao
sin(a ¢ - a ) cosa ¢
4 挡边高 b = a / r
h = r[1 - cos(a ¢ + b )]
= f [1- cos(a¢ + b )]Dw
5 预载荷与凸出量
当轴向预载荷为Fo 时，可计算
出对应的凸出量 do
此时，沟位置计算应计入凸出量：
径向游隙 pd
ci + co = Pd / 2
Ao = ri + ro - Dw = Dw ( fi + fo -1)
A¢ = ri + ro - Dw - (ci + co ) = A - Pd / 2
cosa
=
A¢ /
Ao
=1-
Pd 2 Ao
3 沟底直径内沟底：
vi = Dw ( fi - 0.5) cosa
b*
1 0.9364 0.8776 0.8224 0.7693 0.7172 0.6641 0.6080 0.5443 0.4607 0.4384 0.4117 0.3779 0.3287 0.2868 0.2744 0.2598 0.2415 0.2113 0.1845 0.1759 0.1643 0.1463 0.1302 0
F (r ) = 1 R11 -1 R12 + 1 R21 -1 R22 år
內滚道接触
F (ri
)
=
1 fi 4 -1
+ fi
2g (1- g ) + 2g (1- g
)
外滚道接触
F (ro
)
=
1 fo - 2g (1+ g ) 4 -1 fo - 2g (1+ g
)
3 接触应力与变形
a
=
a
*
ççèæ
ui = Dw ( fi - 0.5) sina
ui = Dw ( fi - 0.5) sin a
ai = B 2 + ui
uo = Dw ( fo - 0.5) sin a
ao = B 2 + uo
内圈与深沟球轴承通用的外圈沟位置
ao = B 2 + ui + uo
ai = B 2
三接触应力与变形
=
K
n
A1.5 o
çæ è
cosa cosa ¢
- 1÷ö1.5 ø
平衡方程：Z × Qn sina ¢ = Fa
Fa
ZK
n
A 1.5 o
=
sin
a
¢çæ è
cosa cosa ¢
-
1÷ö1.5 ø
未知量 a ¢
轴向位移：d a = A¢sina ¢ - Ao sin a
=
Ao
cosa cosa ¢
bi = ri - vi
= Dw[ fi (1- cosa ) + 0.5cosa ]
di 2 = dm 2 - bi
di = dm - 2Dw[ fi (1- cosa ) + 0.5cosa ]
外沟底：
d0 = dm + 2Dw[ fo (1- cosa ) + 0.5cosa ]
4 沟底轴向位置（沟位置）形成接触角后，内、外套圈端部对齐
/
2
= dm (1- g ) 2 cosa
外滚道： R21 = ro = fo Dw
R22
=
Ro
=
dm
/
2 + Dw cosa cosa
/
2
= dm (1+ g ) 2 cosa
曲率和函数 år = 1 + 1 + 1 + 1
R11 R12 R21 R22
定义：凸面曲率为正，凹面曲率为负
r21 = ro = fo Dw
额定静载荷
C0r = f0iZDw2 cosa
当量静载荷
P0 = X 0Fr + Y0Fa
静载安全系数 S0 = C0 P0
六主参数优化设计
1. 设计目标: max(Cr ) 2. 约束条件
（1）球径约束: k1min ≤ Dw /(D – d ) ≤ k1max （2）节圆直径约束：
0.5 (D +d ) ≤ ≤ 0.51(D + d ) （3）球数约束：
Q = Fa z sina
轴向位移与接触角
Ao = OiOo = ri + ro - Dw = ( fi + fo -1)Dw
d = Ao cosa
A¢
= Oi¢Oo
=d
cosa ¢ =
Ao
cosa cosa ¢
dn
=
A¢ -
Ao
=
Ao
çæ è
cosa cosa ¢
- 1÷ö ø
Q
=
K
nd
1.5 n
內滚道接触
å ri
=
2 Dw
+
2 Dw
-

角接触球轴承设计(罗继伟)

合集下载