為了用滾滑復(fù)合軸承代替2MW風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱圓柱滾子軸承,從而提高軸承的承載能力,根據(jù)滾動軸承的基本原理和接觸力學(xué)原理,應(yīng)用有限元方法研究用于風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱的滾滑復(fù)合軸承的內(nèi)部載荷分布,采用ABAQUS有限元軟件研究三個載工況下兩個典型工作位置時滾滑軸承的內(nèi)部載荷分布及應(yīng)力分布規(guī)律,研究結(jié)果可為滾滑軸承的基礎(chǔ)理論研究,為滾滑軸承應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱提供參考. 

【文章來源】：大連交通大學(xué)學(xué)報. 2020,41(05)

【文章頁數(shù)】：5 頁

【部分圖文】：

滑塊結(jié)構(gòu)圖

滾滑軸承的內(nèi)圈、外圈、圓柱滾子及滑塊均定義為彈性材料,圓柱滾子及滑塊的材料均選用軸承鋼GCr15,彈性模量為219 000 MPa,泊松比為0.3,密度為7.83×10-9 t/mm3.內(nèi)圈、外圈的材料選用G20CrNi2MoA,弾性模量205 000 MPa,泊松比為0.29,密度為7.88×10-9 t/mm3.為了在保證計算精度的同時能盡量減少計算時間,在發(fā)生接觸及易出現(xiàn)邊緣效應(yīng)的區(qū)域進行網(wǎng)格細(xì)化,有限元網(wǎng)格圖如圖3所示.2MW風(fēng)機齒輪箱中速軸上使用Nj2234圓柱滾子軸承實際工作時是外圈固定、內(nèi)圈旋轉(zhuǎn),因為利用軸承結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性,取軸承的四分之一建立有限元模型,所以施加的邊界條件如下:外圈外表面約束所有自由度,軸承二分之一軸截面上的內(nèi)圈、外圈、滾子和滑塊的截面約束軸向移動自由度,軸承二分之一徑向截面上的內(nèi)圈、外圈、滾子和滑塊的截面約束垂直于該截面方向的移動自由度;徑向載荷施加在內(nèi)圈內(nèi)表面.分別建立圓柱滾子與內(nèi)圈滾道、圓柱滾子與外圈滾道,滑塊與內(nèi)圈滾道、滑塊與外圈滾道的接觸對,采用面對面接觸方式,且接觸靜摩擦因數(shù)均設(shè)為0.1.仿真分析時設(shè)三個分析步:第一個分析步給內(nèi)圈施加一個輕載徑向載荷(13 000 N),第二個分析步對內(nèi)圈施加中載徑向載荷26 000 N,第三個分析步對內(nèi)圈施加重載徑向載荷52 000 N.

本文主要研究該軸承滾子和滑塊與內(nèi)、外套圈接觸的內(nèi)部載荷分布和應(yīng)力分布情況,根據(jù)滾動軸承基本原理建立有限元分析模型,對內(nèi)部載荷分布和應(yīng)力分布無影響或影響甚微的局部細(xì)節(jié)進行合理簡化,同時為了提高計算效率,利用軸承結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性,取軸承的四分之一建立有限元模型;為方便描述,將滾子和滑塊按照順時針的方向進行編號;為了充分研究滾滑軸承的承載性能,取滾滑軸承輕載、中載和重載三個不同大小的徑向載荷工況,對滾滑軸承的兩個典型工作位置進行分析(工位1:滾子在最下端,工位2:滑塊在最下端).滾滑軸承的兩個典型工作位置有限元模型如圖2所示.2MW風(fēng)機齒輪箱中速軸上使用Nj2234圓柱滾子軸承的基本額定動載荷Cr=1040kN,分別取基本額定動載荷Cr的5%,10%,20%作為滾滑軸承輕載1 3000 N、中載26 000 N、重載52 000 N三種工況.滾滑軸承的內(nèi)圈、外圈、圓柱滾子及滑塊均定義為彈性材料,圓柱滾子及滑塊的材料均選用軸承鋼GCr15,彈性模量為219 000 MPa,泊松比為0.3,密度為7.83×10-9 t/mm3.內(nèi)圈、外圈的材料選用G20CrNi2MoA,弾性模量205 000 MPa,泊松比為0.29,密度為7.88×10-9 t/mm3.為了在保證計算精度的同時能盡量減少計算時間,在發(fā)生接觸及易出現(xiàn)邊緣效應(yīng)的區(qū)域進行網(wǎng)格細(xì)化,有限元網(wǎng)格圖如圖3所示.

【參考文獻(xiàn)】：
期刊論文
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碩士論文
[1]滾滑軸承的力學(xué)特性及疲勞壽命分析[D]. 曾國文.華東交通大學(xué) 2016



本文編號：2996094