侧推轴承寿命计算

第1页共14页本论文涉及公司内部技术文件及资料，其仅作工程师职称评定之用，不得做其它任何用途。SKF轴承在侧向推进器中的受力分析及寿命计算邓访摘要本文对船用侧向推进器中使用的SKF轴承，进行了受力分析，采用ISO寿命理论及SKF新寿命理论对其轴承寿命进行计算，以及对用VB6.0编制的侧推轴承受力分析及寿命计算程序界面的简单介绍。关键词侧向推进器SKF轴承克林根堡伞齿轮轴承受力分析轴承寿命轴承寿命计算程序VB6.01、概述轴承的应用范围非常广泛，从与我们生活息息相关的家用钟表、轿车、到高速列车、船舶工程机械，到高科技领域的机器人、航空航天等各个领域，都需大量应用到轴承，可以说有机器转动的地方就需要用到轴承。本文主要讲述船用侧向推进器（简称侧推）中SKF轴承受力分析和轴承寿命的计算，以及影响轴承的若干主要因素。以及提供功率为400kw、输入转速1800r/min、桨叶直径1300mm,可变螺距螺旋桨的侧推各轴承的受力分析及寿命计算结果。最后尝试用VB6.0编制各型号侧推中，各种工况下的侧推轴承受力分析计算及轴承寿命计算的通用程序，以及对其程序界面的简介。2、受力分析2.1、侧推结构简介第2页共14页侧推结构简图如下：BLADE桨叶锁紧螺母伞齿轮输入轴原动机（电动机、柴油机等）的动力通过弹性联轴器、输入轴（如图中序2）伞齿轮（如图中序3）传到桨轴，将原动机（电动机、柴油机）转速降至螺旋桨所需的合适转速，使螺旋桨朝一定方向旋转，螺旋桨和导管产生的推力，通过齿轮箱传递给船体，使船运动。在这整个结构中，起支撑作用，使将原动机传递的功率传递到螺旋桨最终持续转动的重要部件就是输入轴上的3个轴承（轴承A1、A2、B），和桨轴上的4个轴承（轴承C1、C2、D1、D2）。以输入转速1800r/min、桨叶直径1300mm，WKM侧推型号KT-55B3为例，具体使用轴承型号如下：轴承编号A1A2BC1C2D1D2位置输入轴上桨轴上轴承类型推力轴承滚子轴承滚子轴承推力轴承滚子轴承推力轴承滚子轴承轴承型号29317E222172322029317E2302229326E23028第3页共14页2.2、侧推结构模型简化及受力分析侧推齿轮传动属于重载中低速传动，采用的是摆线齿锥齿轮，齿形为克林根堡(Klingelnberg)，属于等高齿。（机械设计手册（化工）、第3部，第14-201页，第14-228页）小齿轮受力分析：小齿轮齿宽中点分度圆上的切向力P1=2000T/dm1=19.1×10^6P/(n1dm1)小齿轮轴向力S1=P1×(tanαsinδ1+sinβcosδ1)/cosβ小齿轮径向力T1=P1×(tanαcosδ1-sinβsinδ1)/cosβ(d1为主动轮大端分度圆直径，mmdm1为主动轮齿宽中点处的直径，mmn1为主动轮转速，r/minPropellerShaftInputShaftDmp/2fedDmg/2abcWUWuP1P2S2S1T2T1D2D1C2C1BA2A1第4页共14页P为传递功率kwα为齿形角，δ1为主动轮节锥角，β为螺旋角)P=400kw,n1=1800r/minz1=13,z2=43B=73mm,d1=125.47mm,dm1=104.2mm，dm2=345.17α=20°，δ1=16.94°，β=35°带入数据计算如下：主动轮切向力P1主动轮轴向力S1主动轮径向力T1螺旋桨推力U螺旋桨重量W联轴节重量Wukgkgkgkgkgkg40733256900602028030由于输入轴与桨轴垂直安装，所以P1与P2，S1与T2，T1与S2大小相等，方向相反，即P1=P2，S1=T2，T1=S2）各轴承的受力分析：在整个简化后的模型中，外界作用力来自于电机输入功率P、联轴节重力Wu、螺旋桨重力W、以及海水对螺旋桨的推力U；忽略输入轴、桨轴、以及各轴承的重力，对各轴承进行受力分析⑴、轴承A1载荷计算A1为球面滚子推力轴承，理论上讲它不受径向力，仅受来之伞齿轮和联轴节的合力；径向合力：FrA1=0轴向合力：FaA1=T1-Wu⑵、轴承A2载荷计算A2为球面滚子轴承，理论上不受轴向推力，受到其它外力在径向产生的合力；由Wu产生WuA2=0由P1产生PA2=P1(a-Dmg/2)/b由S1产生SA2=S1(a-Dmg/2)/b由T1产生TA2=T1Dmp/2b第5页共14页径向合力：FrA2=[(TA2-SA2)^2+PA2^2]^(1/2)轴向合力：FaA2=0⑶、轴承B载荷计算B为球面滚子轴承，理论上不受轴向推力，受到其它外力在径向产生的合力；由Wu产生WuB=0由P1产生PB=P1(a-Dmg/2+b)/b由S1产生SB=S1(a-Dmg/2+b)/b由T1产生TB=T1Dmp/2b径向合力：FrB=[(TB-SB)^2+PB^2]^(1/2)轴向合力：FaB=0⑷、轴承C1载荷计算C1为球面滚子推力轴承，理论上讲它不受径向力，仅受来之伞齿轮和联轴节的合力；径向合力：FrC1=0轴向合力：FaC1=U-T2⑸、轴承C2载荷计算C2为球面滚子轴承，理论上不受轴向推力，受到其它外力在径向产生的合力；由W产生WuC2=Wf/(d+e)由P2产生PC2=P2(e-Dmp/2)/(d+e)由S2产生SC2=S2(e-Dmp/2)/(d+e)由T2产生TC2=T2Dmg/2(d+e)径向合力：FrC2=[(SC2-TC2-WC2)^2+PC2^2]^(1/2)轴向合力：FaC2=0⑹、轴承D1载荷计算D1为球面滚子推力轴承，理论上讲它不受径向力，仅受来之伞齿轮和联轴节的合力；径向合力：FrD1=0轴向合力：FaD1=U+T2第6页共14页⑺、轴承D2载荷计算D2为球面滚子轴承，理论上不受轴向推力，受到其它外力在径向产生的合力；由W产生WuD2=W(d+e+f)/(d+e)由P2产生PD2=P2(d+Dmp/2)/(d+e)由S2产生SD2=S2(d+Dmp/2)/(d+e)由T2产生TD2=T2Dmg/2(d+e)径向合力：FrD2=[(SC2+TC2+WC2)^2+PC2^2]^(1/2)轴向合力：FaD2=0以上为侧推各轴承受力分析计算表达式，由于侧推（可变螺距螺旋桨）各轴承的类型和位置关系如上图结构布置，相对位置基本无变化，只需将上述表达式各已知条件带入，即可计算出各轴承的受力。当量动载荷计算P=V(XFr+YFa)，P=等效动态轴承负荷Fr=实际径向负荷，Fa=实际轴向负荷V=负荷影响系数，X=轴承径向负荷系数，Y=轴承轴向负荷系数小齿轮节圆直径：Dmp=104.2mm伞齿轮节圆直径：Dmg=345.17mm桨轴中心←→轴承B中心：a=240.15mm轴承B中心←→轴承A2中心：b=393.35mm轴承A2中心←→联轴节端面：c=276.5mm轴承C2中心←→输入轴中心：d=50mm输入轴中心←→轴承D2中心：e=205mm轴承D2中心←→螺旋桨中心：f=405mm第7页共14页带入以上数据各轴承承受载荷计算如下：项目名称A1A2BC1C2D1D2Fr[kg]径向载荷075248140260203101Fa[kg]轴向载荷3226005120069200X径向系数0110101Y轴向系数1001010V载荷系数1.251.251.251.251.251.251.25P[kg]当量动载荷4032940601764003253865038763、ISO寿命理论下的轴承寿命计算ISO推荐标准对轴承额定疲劳寿命的涵义明确规定如下：“数量上足够多的相同的一批轴承，其额定寿命L10用转数（或在转速不变时用小时数来表示，该批轴承中有90%在疲劳剥落发生前能达到或超过此转数（或小时数）”。迄今为止，世界各国都遵从上述规定。ISO基本额定寿命公式L10=(C/P)^pL10=基本额定寿命，百万转C=基本动额定负荷(轴承基本参数)，Np=寿命公式指数，p=3,用于球轴承，p=10/3,用于滚子轴承转化成工作小时数：L10h=1000000((C/P)^p)/60nL10h=基本额定寿命，hN=转速，r/min第8页共14页根据ISO标准计算KT-55B3侧推寿命如下：项目名称A1A2BC1C2D1D2N[rpm]轴承转速180018001800544544544544C[N]额定动载荷334000210000456000334000267000753000397000P[kg]当量动载荷403294060176400325386503876Lh[hr]ISO寿命1138931052884688078365444445076420由于材料技术、加工技术、润滑技术的进步和使用条件的精确化，使轴承寿命有较大提高，ISO给出了含有可靠性、材料、运转条件和性能等修正系数的寿命计算公式。近年来在大量试验的基础上提出接触疲劳极限的新理论，将寿命理论又向前推进了一步，使轴承寿命计算方法不断完善。4、SKF新寿命理论下的轴承寿命计算SKF新寿命理论计算公式包含了一个修正过的寿命方程式来补充基本额定寿命的计算。这个寿命计算法采用了一个修正系数，把轴承的润滑、污染和材料的疲劳极限计算在内。SKF修正系数aSKF采用了疲劳负荷极限Pu的概念，类似用于机械零部件的算法。疲劳负荷极限的数值载于产品列表中。此外，SKF寿命修正系数aSKF也采用了润滑状况（粘度比）和一个表示污染程度的系数ηc来反映使用中的操作条件。SKF新寿命理论计算公式如下:Lnm=a1×aSKF×(C/P)^p百万转如果速度是恒定的，以工作小时数来表示：Lnmh=a1aSKF×L10小时其中:L10=基本额定寿命(可靠度为90%)a1=寿命可靠性系数aSKF=SKF寿命修正系数C=基本额定动负荷，KN第9页共14页根据SKF新寿命理论下的KT-55B3侧推寿命计算如下：名称轴承A1A2BC1C2D1D2备注轴承型号29317E222172322029317E2302229326E23028n[r/min]转速180018001800544544544544P[N]当量动载荷3951692165896762716318788477437989查表Pu[N]疲劳负荷极限12900031000630001290004650028000068000查表D[mm]轴承外径150150180150170225210查表d[mm]轴承内径858510085110130140查表dm[mm]平均中径117.5117.5140117.5140177.5175v1[mm2/s]动态粘度99821201817查表v[mm2/s]运动粘度40404040404040查表K=v/v1粘度率4.44.45.01.92.02.22.4ηc污染系数1111111查表ηc*Pu/P中间系数3.33.41.12.11.53.31.8aSKF新理论系数＞50＞50358452550查表a1可靠性系数1111111查表L10[hr]ISO寿命(h)1138931052884688078365444445076420ISO寿命(y)1.335.41.00.94.25.18.7Lnaa[hr]SKF寿命(h)5694541552641529637064628164447011112623820997SKF寿命(y)6517723471881274365、结论一只设计优秀、材质卓越、制造精良而且安装正确的轴承，只要其承受的负荷足够轻松（不大于该轴承相应的某个持久性极限负荷值），则这个轴承的材料将永远不会产生疲劳损坏。因此，只要轴承的工作环境温度适宜而且变化幅度不大，绝对无固体尘埃、有害气体和水分侵入轴承，轴承的润滑充分而又恰到好处，润滑剂绝对纯正而无杂质，并且不会老化变质……，则这个轴承将会无限期地运转下去。第10页共14页这个理论的重大意义不仅在于它提供了一个比ISO寿命方程更为可靠的预测现代轴承寿命的工具，而且在于它展示了所有滚动轴承的疲劳寿命都有着可观的开发潜力，并展示了开发这种潜力的途径，因而对轴承产品的开发、质量管理和应用技术