向心关节轴承寿命计算方式解析向心关节轴承寿命计算方式解析 璺Q二2 CN41—1148/TH 轴承2011年6期 Bearing2011,No.6 7—8 向心关节轴承寿命计算方式解析 陈江杰,刘金邦 (扬州市罗氏轴承制造有限公司,江苏扬州225800) 摘要:针对现行向心关节轴承磨损寿命计算方式求出的寿命值与实际寿命不相符的问题,对向心关节轴承的受 力及磨损机理进行了分析,认为现行磨损寿命计算方式中采用当量动载荷进行计算是不恰当的,应采用名义接 触应力替换当量动载荷进行计算.示例表明,用名义接触应力替换当量动载荷后计算得...

  向心关节轴承寿命计算方式解析 璺Q二2 CN41—1148/TH 轴承2011年6期 Bearing2011,No.6 7—8 向心关节轴承寿命计算方式解析 陈江杰,刘金邦 (扬州市罗氏轴承制造有限公司,江苏扬州225800) 摘要:针对现行向心关节轴承磨损寿命计算方式求出的寿命值与实际寿命不相符的问题,对向心关节轴承的受 力及磨损机理进行了分析,认为现行磨损寿命计算方式中采用当量动载荷进行计算是不恰当的,应采用名义接 触应力替换当量动载荷进行计算.示例表明,用名义接触应力替换当量动载荷后计算得到的磨损寿命与实际 寿命相吻合. 关键词:向心关节轴承;寿命;磨损;名义接触应力;当量动载荷 中图分类号:THI33.31文献标志码:B文章编号:1000—3762(2011)06—007一O2 符号说明 c——关节轴承外(座)圈公称宽度,mm c——关节轴承额定动载荷,N C——关节轴承径向额定动载荷,N 矾——关节轴承滑动球面公称直径,mm d——滑动球面等效直径,mm 卜关节轴承摆动频率,minI1 —— 向心轴承额定载荷系数,MPa F——轴向载荷,N F——径向载荷,N G——系数 —— 耐压模数,MPa —— 与摩擦副材料有关的系数 L——关节轴承初润滑寿命,摆次(r) p——名义接触应力,MPa P——关节轴承当量动载荷,N —— 关节轴承球面滑动速度,mm/s —— 向心轴承当量动载荷系数 —— 载荷特性寿命系数 O/.——温度寿命系数 —— 滑动速度寿命系数 —— 载荷寿命系数 Ot——轴承质量与润滑寿命系数 —— 摆角,(.) 卜折算系数 1问题的提出 向心关节轴承GE140XS的各参数为:C=70 收稿日期:2011—0l一06;修回日期:2011—01—29 mm,dk=180mm,F=50kN,F=250kN,:2., f=4r/d=4.63x10..r/s.摩擦副为钢/钢,脂润 滑,在一般工况下工作(室温),其磨损寿命要求总 摆动次数在8×10r左右,按照文献[1]计算其磨 损寿命. 该轴承的径向额定动载荷为 Cdr=itCd,(1) 在正常游隙值情况下fr=86.则由(1)式得C出= 1.08x10.N.对于向心关节轴承取Cd=Cdrc 当向心关节轴承承受不变的径向和轴向联合 载荷时,其当量动载荷为 P=XF.(2) 由F/F=0.2,得X=1.7,从而由(2)式得P= 4.25x10N. 工作球面滑动速度为 =2.9089×10,BYdk,(3) 由文献[1]得,=1,d==180.因此,由(3) 式得V=4.85x10,mm/s. 该轴承的名义接触应力为P=k,(4) 式中:k为耐压系数,由文献[1]得k=100.则p= 39.72MPa. 该轴承的磨损寿命为 L: K — MCd LkOttO~,(5)pvz,) Ot=4f矾, Otp=G/Pb, 由文献[1]知,Otk=1,=1,=0.6,G=80.533,b= 1.465,则可得Ot=8.03X10一,Ot.=4.58x10,. 将各参数值代入(5)式得L=9.6X10,r,与要求 《轴承}2011.No.6 的8×10r左右的磨损寿命差距很大. 2分析及计算 按照文献[1]计算所得的关节轴承磨损寿命 值较小,与轴承实际在做的工作寿命不相符.向心关节 轴承实际在做的工作中受到的径向力F和轴向力F作 用在内,外圈接触的工作面上,内,外圈接触面在 运转中还要进行摆动,接触面在长期运转中因磨 损而损坏,故接触面受力大小直接影响轴承的寿 命.由此能够推断,在上述(5)式中代人当量动载 荷进行寿命计算是不准确的,在计算关节轴承磨损 寿命,时应代人名义接触应力p才是合适的.即 =OgkO/tO/.O/,(6)Lpvz—,o p=C/p. 在其他计算步骤不变的情况下,将各参数值 代入(6)式得L=82256r.即GE140XS向心关节 轴承磨损寿命总摆动次数为82256r,满足8×10 r左右的要求,与该轴承的实际在做的工作寿命比较一 致. 3结束语 向心关节轴承实际在做的工作中接触面受力大小直 接影响轴承的寿命,因此,在计算其磨损寿命时, 应该以名义接触应力进行计算,而不是当量动载 荷.实例表明,用名义接触应力替换当量动载荷 后计算得到的磨损寿命与实际寿命比较相符. 参考文献: [1]JB/T8565--2010,关节轴承额定动载荷与寿命 [s]. (编辑:温朝杰) (上接第3页) 由(14),(16)式得 D.:6.4KD.(17) 现讨论3种情况下星形套与钟形壳的应力 差. (1)K=0.5.此时,球组节圆直径等于壁厚中 心径,即D.=3.2D,将其分别代入(10)和(13) 式,可得星形套和钟形壳最大应力分别为 cr==276(),cr==794(). 两者应力差为53.9%. (2)K=0.45.此时,球组节圆直径小于壁厚 中心径,即D.=2.88D,将其分别代入(10)和 (13)式,可得星形套和钟形壳的最大应力分别为 58?,63?. 两者应力差为62.11%. (3)K=0.55.此时,球组节圆直径大于壁 厚中心径,即D.=3.52D,将其分别代入(10) 和(13)式,可得星形套和钟形壳的最大应力分 别为 一2688?,圳2?. 两者应力差为47.61%. 由上述计算可知,无论D.或K取何值,星形 套最大接触应力始终大于钟形壳的最大接触应 力.上述3种情况,只有当球组节圆直径大于壁 厚中心直径时,星形套和钟形壳的应力差最小. 所以产品

  时,应在满足钟形壳有效壁厚的前 提下,最大限度地提高K值. 现对K值进行如下求解:一般钟形壳有效壁 n 厚应不小于=,由球笼式万向节的几何关系可得 斗 ,) 5D一—一D=6.4KD, 厶 解得K=0.547,取K=0.54,0.55. 4结论 (1)球笼式万向节的钢球与星形套和钟形壳 间的最大接触应力与载荷的立方根成正比. (2)星形套最大接触应力始终大于钟形壳最 大接触应力.产品设计时,应力求避免两者应力 差过大,最大限度地使两者实现最佳的接近. (3)球笼式万向节球组节圆直径系数K= 0.54,0.55是优化设计的最佳结果. 参考文献: [1]张栋.失效分析[M].北京:国防工业出版社,2004. [2]阮忠唐.联轴器,离合器设计与选用指南[M].北京: 化学工业出版社,2006. [3]石宝枢,赵晓红.球笼式万向节内部结构主参数的设 计计算[J].轴承,2007(10):5—9. (编辑:温朝杰)

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