【摘要】： 空間技術(shù)的發(fā)展為推動(dòng)人類經(jīng)濟(jì)發(fā)展和社會(huì)進(jìn)步發(fā)揮了巨大作用�；顒�(dòng)件脂潤(rùn)滑的應(yīng)用和真空環(huán)境散熱不良的特點(diǎn)使得真空脂潤(rùn)滑傳動(dòng)系統(tǒng)中典型活動(dòng)件的溫場(chǎng)分析具有極其重要的意義。本文以真空環(huán)境中脂潤(rùn)滑條件下的齒輪-軸承系統(tǒng)為例,分析了真空脂潤(rùn)滑傳動(dòng)系統(tǒng)中典型活動(dòng)件的溫場(chǎng)。 本文首先分析了脂潤(rùn)滑齒輪和軸承摩擦熱的影響因素,研究了潤(rùn)滑脂工作溫度對(duì)產(chǎn)熱量的影響,以及脂潤(rùn)滑齒輪混合潤(rùn)滑狀態(tài)對(duì)產(chǎn)熱量的影響。其次,根據(jù)真空中脂潤(rùn)滑條件下的散熱特點(diǎn),建立了齒輪-軸承系統(tǒng)的溫場(chǎng)分析模型,用熱網(wǎng)絡(luò)法從系統(tǒng)角度對(duì)齒輪-軸承系統(tǒng)各關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)的溫度進(jìn)行了分析。將溫升對(duì)摩擦產(chǎn)熱的反作用考慮進(jìn)溫場(chǎng)分析過程,分析了載荷、轉(zhuǎn)速和環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)溫場(chǎng)的影響。然后,以摩擦加速壽命試驗(yàn)有效性準(zhǔn)則和脂潤(rùn)滑條件下潤(rùn)滑狀態(tài)定量描述理論為基礎(chǔ),分析了溫度等對(duì)摩擦加速壽命試驗(yàn)有效性的影響,并結(jié)合齒輪和軸承的溫度分析結(jié)果,研究保證試驗(yàn)有效性的方法。最后,通過有限元法對(duì)齒輪和軸承的局部熱網(wǎng)絡(luò)簡(jiǎn)化模型的合理性進(jìn)行了驗(yàn)證,并對(duì)齒輪和軸承溫場(chǎng)進(jìn)行了更細(xì)致的分析。 結(jié)果表明:對(duì)于特定的真空脂潤(rùn)滑齒輪-軸承系統(tǒng),摩擦熱量只與系統(tǒng)的載荷、轉(zhuǎn)速和潤(rùn)滑脂工作溫度有關(guān);隨著彈流潤(rùn)滑在混合潤(rùn)滑中所占比例的減小,脂潤(rùn)滑齒輪摩擦熱量增大;溫度升高將使齒輪摩擦熱增加而使軸承摩擦熱減少;熱網(wǎng)絡(luò)法更能體現(xiàn)真空中系統(tǒng)結(jié)構(gòu)傳熱能力對(duì)溫升的影響,而有限元法則更細(xì)致精確的分析出零件內(nèi)部的溫度分布,兩者結(jié)合使真空脂潤(rùn)滑活動(dòng)件的溫場(chǎng)分析更合理,結(jié)果更準(zhǔn)確;增大負(fù)載和轉(zhuǎn)速都會(huì)使齒輪和軸承溫度上升,齒輪溫度上升的幅度要比軸承的大,且隨著負(fù)載增大齒輪和軸承溫度上升越來(lái)越快,而隨著轉(zhuǎn)速增大齒輪和軸承溫度上升速度略微減慢;環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)溫場(chǎng)起溫度基準(zhǔn)的作用;對(duì)以磨損或潤(rùn)滑膜破裂為壽命終了的脂潤(rùn)滑摩擦壽命試驗(yàn),綜合溫度、載荷和轉(zhuǎn)速的影響以保證加速壽命試驗(yàn)有效性的方法是可行的。
【學(xué)位授予單位】：哈爾濱工業(yè)大學(xué)
【學(xué)位級(jí)別】：碩士
【學(xué)位授予年份】：2008
【分類號(hào)】：TH117.2
【圖文】：

而對(duì)齒輪單獨(dú)分析。如圖1-1 為有限元法對(duì)齒輪進(jìn)行溫度分析常用的一齒模型。由于油潤(rùn)滑條件下，齒輪嚙合產(chǎn)生的熱量主要由輪齒部分的潤(rùn)滑油帶走，故不考慮熱向輪齒內(nèi)的傳導(dǎo)，建模時(shí)也略去了輪齒中心部位溫度變化不大的部分，即對(duì)(b 區(qū))定為絕熱邊界條件。但真空脂潤(rùn)滑條件下，一方面，沒有了齒輪與空氣的對(duì)流散熱；另一方面，脂潤(rùn)滑條件下，兩嚙合面間隙內(nèi)潤(rùn)滑劑流量少，帶走的熱量減少[47]。所以熱向輪齒內(nèi)部傳導(dǎo)成了主要的散熱途徑，故這種模型及其邊界條件的定義不再適用。圖 1-1 齒輪一齒模型Fig.1-1 One-Tooth Model of Gear軸承有限元溫場(chǎng)分析方面，吉田孝文[47]開發(fā)了高速角接觸球軸承的有限元計(jì)算方法。模型將軸、軸承和軸承箱作為軸對(duì)稱物體對(duì)待，建立了在圓周范圍內(nèi)將球數(shù)分散的相應(yīng)模型。M. Flouros[28]用有限元法建立了高速重載條件下產(chǎn)熱與外環(huán)溫度的關(guān)系，并與實(shí)驗(yàn)對(duì)比，證明有較好的精度。徐建寧等[48]基于傳熱學(xué)和摩擦學(xué)理論，建立了滾動(dòng)軸承相應(yīng)的穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和熱變形的三維分析有限元模型，運(yùn)用 ANSYS 分析了處于熱平衡狀態(tài)的滾針軸承、圓錐滾子軸承的溫度。但是

圖 2-1 齒輪嚙合簡(jiǎn)圖Fig.2-1 Gear Meshing diagram接觸準(zhǔn)則，接觸壓力與主、從動(dòng)輪齒接觸點(diǎn)的綜點(diǎn)的等效曲率半徑EcR (mm)計(jì)算公式如下1 21 2E EEcE ER RRR R=+主動(dòng)輪齒面接觸點(diǎn)曲率半徑(mm)，1 11sin2ER = d 從動(dòng)輪齒面接觸點(diǎn)曲率半徑(mm)，2 21sin2ER = d 傳動(dòng)重合度αε>1，故齒輪嚙合的過程中，既嚙合區(qū)域。在雙齒嚙合區(qū)域內(nèi)齒輪承受的載荷由擔(dān)，而單齒嚙合區(qū)域內(nèi)的載荷僅由一對(duì)嚙合輪齒雙齒嚙合分界點(diǎn)的位置，需要給出輪齒的重合度( ( ))) ( ( ( ))1 1 2 2 2arccos arccosb a b a d d tg z tg d d tα + ——嚙合的齒輪 1，2 的齒數(shù);

哈爾濱工業(yè)大學(xué)工學(xué)碩士學(xué)位論文Kp=0.998 時(shí)齒輪處于各嚙合位置時(shí)的瞬時(shí)摩擦熱流量如圖 2-4。主動(dòng)輪平均產(chǎn)熱功率 H=0.068W。可以看出，因?yàn)榘凑战?jīng)驗(yàn)公式得出的 Kp較大，故邊界滑動(dòng)摩擦熱流量所占比例很小。但隨著時(shí)間推移，潤(rùn)滑脂量越來(lái)越少，膜厚減薄，邊界潤(rùn)滑所占比例增大，Kp減小。圖 2-5 為 Kp=0.8 時(shí)的摩擦熱流量圖，主動(dòng)輪平均產(chǎn)熱功率 H=0.1419W�？梢� Kp降低后，邊界滑動(dòng)摩擦熱增加。齒輪總摩擦功率與 Kp的關(guān)系如圖 2-6 所示，隨著 Kp的降低，齒輪總摩擦功率增加，說明隨著混合潤(rùn)滑中邊界潤(rùn)滑的比例增加，齒輪磨擦加劇。

【參考文獻(xiàn)】

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本文編號(hào)：2774380