軸承剛度的案例
軸承剛度對雙葉片環(huán)保泵轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性的影響分析
摘 要：為了研究軸承剛度對雙葉片環(huán)保泵轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性的影響，基于流固耦合理論，采用ANSYS-CFX和ANSYS-Workbench，對4種軸承剛度方案下的環(huán)保泵固有頻率、模態(tài)振型、臨界轉(zhuǎn)速及諧響應(yīng)進行了求解和對比分析。計算結(jié)果表明：模態(tài)振型在不同支承剛度下表現(xiàn)為同相振型，以水平擺動為主。當(dāng)軸承剛度從2.6×105N/mm增加到2.6×106N/mm時，轉(zhuǎn)子固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速均明顯增加，而當(dāng)軸承剛度從2.6×106N/mm增加到2.6×108N/mm時，固有頻率和臨界轉(zhuǎn)速增速變緩。轉(zhuǎn)子額定轉(zhuǎn)速均小于4種軸承剛度下轉(zhuǎn)子的前3階臨界轉(zhuǎn)速，不會發(fā)生共振。諧響應(yīng)振幅隨支承剛度增大而降低，支承剛度為2.6×105N/mm時振幅最大，X、Y、Z方向分別為0.44、0.32、0.16mm。不同支承剛度在X方向上最大振幅均分別為0.44、0.28、0.24、0.19mm,降低幅度分別為36.4%、14.3%、20.83%。研究結(jié)果可為類似泵的軸承選型以及轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)優(yōu)化等提供參考。
關(guān)鍵詞：雙葉片環(huán)保泵；數(shù)值模擬；流固耦合；模態(tài)分析；臨界轉(zhuǎn)速
0 引言
雙葉片環(huán)保泵效率高、抗堵塞能力強，是一種新型的高效無堵塞泵，廣泛應(yīng)用于環(huán)保、污水處理、造紙等行業(yè)，尤其適用于抽送污水、泥漿、灰渣等含纖維狀懸浮物、固體懸浮物介質(zhì)[1-5]。目前，國外美國、日本、瑞典等國家的無堵塞泵處于世界領(lǐng)先水平，已經(jīng)形成了較為成熟的系列產(chǎn)品，但國內(nèi)無堵塞環(huán)保泵等特種產(chǎn)品的相關(guān)理論研究還不夠成熟，尚未形成規(guī)?；a(chǎn)，產(chǎn)品可靠性還需進一步提高[6]。水泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動問題一直是國內(nèi)外學(xué)者研究的熱點問題，已有相關(guān)文獻[7-18]對多級離心泵、帶分流葉片水泵水輪機、蝸殼式混流泵、多級沖壓泵等諸多類型的轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性進行了研究分析，但較少涉及到雙葉片環(huán)保泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動問題。
展開 基于Tribo-X inside ANSYS滑動軸承系數(shù)計算應(yīng)用
Tribo-X inside Ansys是滑動軸承分析專用工具，具有滑動軸承剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)計算的能力。
滑動軸承剛度和阻尼項取決于轉(zhuǎn)速或軸偏心位置，反映了不同潤滑操作條件下的動態(tài)特性，獲得的跟隨轉(zhuǎn)子角速度變化而變化的滑動軸承剛度和阻尼系數(shù)能夠無縫傳遞到轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析模塊的軸承工具中，進行相關(guān)仿真分析使用。
一、Tribo-X inside ANSYS滑動軸承分析系統(tǒng)搭建
Tribo-X inside ANSYS軟件分析環(huán)境基于ANSYS Mechanical進行軸承分析的預(yù)處理和后處理，軟件安裝以后在ANSYS Mechanical中新增了一個名為Tribo-X inside ANSYS的工具欄，如圖1所示。
圖1
Tribo-X inside ANSYS分析的計算條件分為基礎(chǔ)邊界條件定義和高級分析求解邊界條件兩類。任何基于Tribo-X inside ANSYS工具的分析內(nèi)容都首先建立在基本邊界的定義基礎(chǔ)上，如圖2所示。而滑動軸承剛度和阻尼系數(shù)的計算和傳遞要通過高級分析求解邊界條件進行定義，往往需要更高級的license進行支持。下面對Tribo-X的基礎(chǔ)邊界和高級邊界條件內(nèi)容進行簡要說明。
圖2
基礎(chǔ)邊界條件定義簡要說明：
Pressure Supply：壓力邊界條件，用來定義潤滑油的供應(yīng)區(qū)域。該區(qū)域可以在軸承或軸的表面上定義。當(dāng)壓力邊界條件選擇多個面時，就可以定義多個潤滑油的供應(yīng)。供油幾何形狀可以是任意的，壓力值必須為正。因此，任何類型的潤滑供應(yīng)都是可以定義的。
Bearing Geometry：如圖3所示，它用于確定液體滑動軸承的位置，是確定軸承與軸之間潤滑間隙的基礎(chǔ)。
展開 轉(zhuǎn)子動力學(xué)系列（八）：軸對稱實體單元Solid272/Solid273的應(yīng)用 ￥39
1問題描述
如圖所示的轉(zhuǎn)子模型，材料彈性模量為2.078E11Pa，密度為7800kg/m3，垂直面上兩個方向的軸承剛度均為4.378E+07 N/m，暫不考慮阻尼的影響。求該轉(zhuǎn)子模型的渦動頻率、振型、臨界轉(zhuǎn)速；并對其進行優(yōu)化設(shè)計，將一階正進動臨界轉(zhuǎn)速值固定在17000rpm。
轉(zhuǎn)子構(gòu)造和幾何尺寸
2結(jié)果分析
采用Solid272單元模擬得到前4階振型及坎貝爾圖如下：
采用Solid186單元模擬得到前4階振型及坎貝爾圖如下：
對比上述的渦動頻率及振型可知，Solid272與Solid186結(jié)果是一致的，兩者得到的臨界轉(zhuǎn)速分別如下：
臨界轉(zhuǎn)速/rpm
Mode-1
Mode-2
Mode-3
Mode-4
Mode-5
Solid272單元
0
14572
17134
46165
50103
Solid186單元
0
14620
17215
46181
50200
將圓盤厚度以及軸承剛度參數(shù)化，設(shè)置目標(biāo)函數(shù)為一階正進動臨界轉(zhuǎn)速值Seek Target=17000，得到圓盤厚度、軸承剛度與臨界轉(zhuǎn)速的關(guān)系圖如下：
通過優(yōu)化設(shè)計分析可知，當(dāng)圓盤厚度取65.64mm，軸承剛度為47936N/mm時，該轉(zhuǎn)子模型的一階正進動臨界轉(zhuǎn)速為17000rpm。
展開 Ansys Mechanical | SKF開發(fā)自動化應(yīng)用程序大幅簡化軸承仿真分析
因此，SKF Bearing具有許多優(yōu)勢，包括：
簡化軸承分析和仿真，并使其易于使用
可訪問超過10,000種軸承型號，其中包含所有常見的軸承類型
基于云的在線工具可確保提供最新的軸承數(shù)據(jù)，包括宏觀和微觀幾何結(jié)構(gòu)，這有助于表示最準確的軸承剛度
為了進一步提高精度，SKF Bearing應(yīng)用采用了兩種建模方法：
主要用于靜態(tài)分析的非線性剛度模型，其中可以檢索最終的軸承載荷
主要用于動態(tài)分析（如諧波振動頻率分析）的恒定剛度模型
此外，您可以選擇軸承表面并輸入您想在模型中使用的軸承的坐標(biāo)系。更方便的是，可以使用SKF在線計算工具SKF Bearing Select來查找最適合您項目的軸承列表。此外，還可以輸入獨特的參數(shù)，如間隙和速度。
利用SKF軸承應(yīng)用程序和Ansys Mechanical在力矩中快速生成的軸承仿真結(jié)果
利用Ansys Mechanical中的SKF Bearing大顯身手
軸承剛度會對機器和系統(tǒng)行為產(chǎn)生重大影響。利用SKF Bearing，可通過易于使用的向?qū)лp松創(chuàng)建滾動軸承模型，準確顯示軸承剛度，并可直接訪問SKF目錄中的10,000多個軸承型號。
展開 
整體齒輪增速式離心壓縮機振動耦合動力特性研究
表 5 中，主剛度項作功均為零與轉(zhuǎn)軸無能量轉(zhuǎn)化；主阻尼項均作負功消耗轉(zhuǎn)子能量，能夠起到主要的減振作用，且各軸承作功相差不大；橢圓瓦和四油楔交叉剛度和交叉阻尼項都作正功，加劇了轉(zhuǎn)子的振動；而可傾瓦交叉阻尼項雖作正功，但小于其他軸承作功，并且，由于交叉剛度的各向同性，此項作功為零。根據(jù)表 5 計算總功，轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)一周，可傾瓦可以吸收 2.37 kJ 的振動能量，是四油葉的 1.8 倍，橢圓瓦的 2.5 倍。由此可見，可傾瓦軸承的交叉剛度項和交叉阻尼項作功特點是其具有良好抑制振動的本質(zhì)原因。但需要指出，通?？蓛A瓦軸承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，需要較高的制造和安裝技術(shù)，本文僅從動力特性系數(shù)角度分析得出可傾瓦軸承穩(wěn)定性優(yōu)于其他軸承的結(jié)論。
3．結(jié)論
(1) 齒輪嚙合軸系耦合強度大，具有轉(zhuǎn)子自身彎扭耦合、轉(zhuǎn)子與轉(zhuǎn)子之間彎扭耦合等豐富的模態(tài)特征。
( 2) 齒輪嚙合剛度可以加劇轉(zhuǎn)子的振動，尤其是中速軸和高速軸振動強烈，且兩者臨界轉(zhuǎn)速接近，振動傳遞效應(yīng)比較強，應(yīng)引起設(shè)計者關(guān)注。
( 3) 可傾瓦軸承的交叉剛度和交叉阻尼項作功少，則向轉(zhuǎn)子輸入能量少，這是可傾瓦軸承穩(wěn)定性優(yōu)于橢圓瓦軸承和四油楔軸承的本質(zhì)原因。當(dāng)齒輪螺旋角為 15°時，機組整體振動較小，可為設(shè)計提供參考。
展開 軸承橢圓截斷應(yīng)力及其對滾動體載荷分布的影響
概述
在某些運行工況下，特別是較大的軸向力和彎矩載荷作用于軸承上時，滾動體與滾道之間的接觸橢圓可能超出滾道邊緣，這被稱為橢圓截斷或者爬擋肩。產(chǎn)生橢圓截斷現(xiàn)象時，滾動體與滾道的邊緣接觸應(yīng)力會有較大幅度的增加，從而大大加速軸承的疲勞失效。
隨著傳動技術(shù)的快速發(fā)展，業(yè)界對于軸承的性能指標(biāo)有了更高的要求，一個常見的要求是：軸承既要更加小型化，承載能力又要不斷提升。這將會進一步加大軸承在運行過程中發(fā)生橢圓截的風(fēng)險。
對于軸承橢圓截斷率的許用值，目前業(yè)界尚無統(tǒng)一的標(biāo)準。Romax根據(jù)工程經(jīng)驗推薦，在間歇工況下橢圓截斷不超過15%，常規(guī)持續(xù)工況下允許發(fā)生橢圓截斷（<0）。然而，為了更精確地評估橢圓截斷對于軸承剛度和壽命的影響，我們需要知道發(fā)生橢圓后的赫茲接觸應(yīng)力和邊緣應(yīng)力，因為橢圓截斷后滾動體的載荷分布也會隨之發(fā)生變化，同時對軸承剛度也會產(chǎn)生影響。
從R22.1開始，在系統(tǒng)模型的靜態(tài)分析和軸承滾動體載荷分布中考慮了由于球軸承接觸橢圓截斷導(dǎo)致的接觸剛度降低，該計算方法也會同步到Romax其它幾個產(chǎn)品線中，在各個產(chǎn)品線中均會得到同樣的軸承剛度值，確保更準確的系統(tǒng)變形結(jié)果。此外，考慮橢圓載荷效果后，由于接觸面積的減少，中心區(qū)域的接觸應(yīng)力會略有增大，軸承的內(nèi)部載荷分布和接觸應(yīng)力的計算結(jié)果更加準確。
使用示例
Romax Spin用戶已經(jīng)知道某軸承中存在一定的橢圓截斷，希望了解當(dāng)前截斷量是否會出現(xiàn)問題。工程師在Romax Spin中進行軸承分析，并檢查相關(guān)軸承的橢圓截斷值以及接觸點和邊緣的接觸應(yīng)力值。
展開 基于Nastran軟件的飛行器舵系統(tǒng)模態(tài)研究
不同舵軸剛度的舵系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果對比見表2。舵面彈性模量降至10%時，旋轉(zhuǎn)頻率下降5.53%，彎曲頻率下降10.51%。分析可知，舵軸剛度變化對舵系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)頻率和彎曲頻率均有影響，其中對彎曲頻率影響更大。
3.4不同舵機剛度的影響
以上文中的有限元模型作為標(biāo)準模型，調(diào)整舵機的剛度開展不同工況的舵系統(tǒng)模態(tài)計算，研究不同舵機剛度對舵系統(tǒng)模態(tài)的影響。不同舵機剛度的舵系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果對比見表3。舵機剛度降至50%時，旋轉(zhuǎn)頻率下降16.63%，彎曲頻率下降0.76%。分析可知，舵機剛度變化主要對舵系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)頻率有影響，對彎曲頻率影響很小。
3.5不同舵軸軸承支撐剛度的影響
以上文中的有限元模型作為標(biāo)準模型，調(diào)整舵軸軸承支撐剛度開展不同工況的舵系統(tǒng)模態(tài)計算，研究不同舵軸軸承支撐剛度對舵系統(tǒng)模態(tài)的影響。不同舵軸軸承支撐剛度的舵系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果對比見表4。舵軸軸承支撐剛度降至80%時，旋轉(zhuǎn)頻率下降0.77%，彎曲頻率下降8.95%。分析可知，舵軸軸承支撐剛度變化主要對舵系統(tǒng)彎曲頻率有影響，對旋轉(zhuǎn)頻率影響很小。
3.6不同搖臂剛度的影響
以上文的有限元模型作為標(biāo)準模型，調(diào)整搖臂的彈性模量開展不同工況的舵系統(tǒng)模態(tài)計算，研究不同搖臂剛度對舵系統(tǒng)模態(tài)的影響。不同搖臂剛度的舵系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果對比見表5。搖臂彈性模量降至10%時，旋轉(zhuǎn)頻率下降7.53%，彎曲頻率下降0.40%。搖臂剛度變化主要對舵系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)頻率有影響，對彎曲頻率影響很小。
4 結(jié)束語
本文基于Nastran軟件的模態(tài)計算方法，研究了飛行器舵系統(tǒng)模態(tài)敏感因素，得出了以下結(jié)論：
1）舵面剛度和舵軸剛度變化對舵系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)頻率和彎曲頻率均有影響，其中對舵系統(tǒng)彎曲頻率影響相對較大。
2）舵機剛度和搖臂剛度變化主要對舵系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)頻率有影響，對彎曲頻率影響很小。
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為了進一步提高精度，SKF Bearing應(yīng)用采用了兩種建模方法：
主要用于靜態(tài)分析的非線性剛度模型，其中可以檢索最終的軸承載荷
主要用于動態(tài)分析（如諧波振動頻率分析）的恒定剛度模型
此外，您可以選擇軸承表面并輸入您想在模型中使用的軸承的坐標(biāo)系。更方便的是，可以使用SKF在線計算工具SKF Bearing Select來查找最適合您項目的軸承列表。此外，還可以輸入獨特的參數(shù)，如間隙和速度。
利用SKF軸承應(yīng)用程序和Ansys Mechanical在力矩中快速生成的軸承仿真結(jié)果
展開 轉(zhuǎn)子動力學(xué) | 模態(tài)分析 附轉(zhuǎn)子動力學(xué)鐘一諤下載
Jeffcott轉(zhuǎn)子的前三種模態(tài)形狀和相應(yīng)的頻率
- 假設(shè)轉(zhuǎn)子沒有旋轉(zhuǎn)
- 平面運動的結(jié)果
- 軸端邊界條件
? 情況1- 非常剛的軸承（考慮固定- 固定）
? 案例2- 軟軸承，剛度為1* 10 ^ 6 N / m
案例1：考慮非常剛的軸承支撐（或簡單支撐的軸端）：
慣性矩：
軸剛度：
自然頻率：
案例2：考慮軟軸承支撐：
總剛度
自然頻率
注意：添加軸承時，系統(tǒng)總剛度會降低，軟軸承的第一固有頻率會降低
注意：軸承剛度與軸剛度比對模態(tài)形狀有很大影響?由于沒有施加旋轉(zhuǎn)，因此在這種情況下沒有陀螺運動
●陀螺力偶●
? 對于繞軸旋轉(zhuǎn)的結(jié)構(gòu)，如果圍繞垂直于Z軸的軸旋轉(zhuǎn)（進動運動）應(yīng)用于結(jié)構(gòu)：
–反作用力矩稱為陀螺力矩，其Z軸垂直于旋轉(zhuǎn)軸和進動軸。
展開 用table數(shù)組定義軸承剛度，剛度值隨轉(zhuǎn)速變化，定義之后如何使用這個剛度值求解轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速？
我用214單元模擬軸承求解轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速，把剛度設(shè)置為轉(zhuǎn)速的函數(shù)，但是把命令流輸入之后ANSYS到了求解部分就自動停止，不進行計算。下面是定義table數(shù)組和求解部分的命令流，請前輩指點下錯誤出在哪里。
另外，出問題后我查過file.err里面有一個錯誤提示大意是：omegas missing。
/prep7
l0=1.3
omega1=0
omega2=4000
omega3=8000
kxx1=3.2e6
kxx2=3e6
kxx3=3.5e6
kyy1=8e6
kyy2=8.2e6
kyy3=8.6e6
cx=2e-4
cy=1e-3
*dim,kxx,table,3,1,1,omegas
kxx(1,1)=kxx1,kxx2,kxx3
kxx(1,0)=omega1,omega2,omega3
*dim,kyy,table,3,1,1,zhuansu
kxx(1,1)=kyy1,kyy2,kyy3
kxx(1,0)=omega1,omega2,omega3
et,1,185,,2
et,2,214
keyopt,2,3,1
et,3,214
keyopt,3,3,1
et,4,21
r,1
r,2,%kxx%,%kxx%,,,cx,cx
r,3,%kyy%,%kyy%,,,cy,cy
/solu
nmod=10
antype,modal
modopt,qrdamp,nmod,,,on
mxpand,nmod,,,yes
coriolis,on,,,on
*do,i,1,3
omega,,,rotation(i,1)*2*acos(-1)/60
solve
*enddo
finish
展開 基于ANSYS WB平臺的滑動軸承分析工具（一）
二、Tribo-X inside ANSYS概述
1、適用的軸承
目前版本功能支持的滑動軸承類型如圖所示：
圖-適用于TriboX-inside ANSYS進行分析的軸承（紅線框內(nèi)）
2、合理假定
油膜間隙遠小于軸承尺寸
厚度方向壓力不變
3、理論公式
TriboX-inside ANSYS基于TEHD（熱彈油膜動力學(xué)）的油膜軸承求解器，
圖-潤滑方程
圖-三維NS方程(CFD)與二維雷諾方程（Tribo-X）計算結(jié)果對比
l RDE與CFD計算結(jié)果存在微小偏差
l RDE計算時間明顯低于CFD的計算時間
4、應(yīng)用方向
Tribo-X求解器集成在ANSYS Workbench環(huán)境中，二者優(yōu)勢互補。其中ANSYS Workbench提供強大的前處理建模、后處理結(jié)果查看能力，Tribo-X inside ansys提供全面、快速、精確的滑動軸承計算能力，同時Tribo-X inside ansys可以與ANSYS優(yōu)化模塊集成進行滑動軸承參數(shù)優(yōu)化，與ANSYS結(jié)構(gòu)動力學(xué)模塊結(jié)合，無縫傳遞軸承參數(shù)進行轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析。
圖 Tribo-X inside ANSYS與ANSYS聯(lián)合分析
（1）軸承平衡狀態(tài)計算
（2）軸承剛度與阻尼計算
轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)行為與軸承動力特性高度相關(guān)，滑動軸承動力特性的軸承系數(shù)為油膜剛度和油膜阻尼，而油膜剛度與阻尼取決于軸承平衡位置及轉(zhuǎn)速，Tribo-X可以計算轉(zhuǎn)速相關(guān)的軸承剛度與阻尼系數(shù)。
展開 
干貨 | 基于SIMULIA的滾動軸承仿真解決方案
滾動軸承廣泛應(yīng)用在機械產(chǎn)品傳動系統(tǒng)中。達索系統(tǒng)仿真品牌SIMULIA針對滾動軸承類型產(chǎn)品提供系統(tǒng)的仿真解決方案，對于產(chǎn)品研發(fā)過程提供相應(yīng)的仿真支持手段。
一、滾動軸承的仿真目標(biāo)
這里介紹的滾動類軸承包括：
· 滾珠軸承（ball bearings）
· 滾柱軸承（roller bearings）
· 滾針軸承（needle bearings）
滾動軸承的結(jié)構(gòu)大致分為：內(nèi)外圈、保持架與不同數(shù)量的滾動體。
典型的滾動軸承仿真目標(biāo)包括：
1、結(jié)構(gòu)強度：需要考慮工作狀態(tài)或者過載工況下的結(jié)構(gòu)強度
2、疲勞壽命：需要考慮承載工作狀態(tài)工況下循環(huán)加載的產(chǎn)品疲勞耐久；
3、沖擊與振動：需要考慮承受沖擊/動態(tài)載荷；4、磨損：軸承類產(chǎn)品的特殊需求。
二、針對滾動軸承的解決方案
1、基礎(chǔ)流程-軸承的常規(guī)強度與疲勞耐久性評估
應(yīng)用軟件：Abaqus+fe-safe
模型中包括：
· 考慮裝配工裝載荷的情況，例如過盈配合或冷縮配合工藝的預(yù)制載荷
· 工作載荷在波動/循環(huán)加載的情況
主要分析結(jié)果包括：
· 結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布以及高應(yīng)力集中區(qū)域（hotspots）
· 內(nèi)外圈滾道和滾子上的接觸壓力分布
· 疲勞壽命、安全系數(shù)
2、軸承模型的簡化
常規(guī)的軸承三維模型，可以很好地分析模型受力、接觸情況，但是建模成本、計算成本較高。
▲ 三維軸承模型
1）二維簡化模型
應(yīng)用軟件：Abaqus
采用二維模型對軸承剛度和強度進行快速驗證，通常在初始設(shè)計階段用于探索和評估設(shè)計方案（可考慮結(jié)合ISIGHT進行DOE分析）；二維模型中不能考慮承受彎曲或者剪切的分析工況。
展開 設(shè)計仿真 | 軸承橢圓截斷應(yīng)力及其對滾動體載荷分布的影響
然而，為了更精確地評估橢圓截斷對于軸承剛度和壽命的影響，我們需要知道發(fā)生橢圓后的赫茲接觸應(yīng)力和邊緣應(yīng)力，因為橢圓截斷后滾動體的載荷分布也會隨之發(fā)生變化，同時對軸承剛度也會產(chǎn)生影響。
從R22.1開始，在系統(tǒng)模型的靜態(tài)分析和軸承滾動體載荷分布中考慮了由于球軸承接觸橢圓截斷導(dǎo)致的接觸剛度降低，該計算方法也會同步到Romax其它幾個產(chǎn)品線中，在各個產(chǎn)品線中均會得到同樣的軸承剛度值，確保更準確的系統(tǒng)變形結(jié)果。
Workbench軸承設(shè)置，四個剛度系數(shù)，四個阻尼系數(shù)的含義 ￥5
微信 leslie_wj
軸承，稱為機械設(shè)備的關(guān)節(jié)，其重要性無需多言。在workbench的模態(tài)分析功能中，有插入軸承支承的功能，但是相關(guān)設(shè)置可能不是那么容易理解，本文結(jié)合相關(guān)理論和實踐，努力把這個問題解釋清楚。
后文目錄
一：相關(guān)理論
二：實際操作
噴氣客機渦輪風(fēng)扇發(fā)動機的振動診斷與改進
計算表明，后者使第三階臨界轉(zhuǎn)速有顯著變化，由12097r/min降為7747r/min，接近巡航轉(zhuǎn)速，見圖3（注意，因制造商要求，渦輪軸承剛度降為5.254e6N/m，故圖3中正、逆回旋頻率曲線整體下移）。于是，問題有了突破，經(jīng)過修正后的發(fā)動機轉(zhuǎn)子力學(xué)模型的動態(tài)持性就較接近現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)。
3. 改進方案
為使轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速遠離巡航轉(zhuǎn)速，改變轉(zhuǎn)軸或風(fēng)扇或渦輪的設(shè)計不可行，因為若這樣做就要修改發(fā)動機的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計，制造商需要的再投資太昂貴。
仿真計算表明，主軸承剛度的大幅下降能使第三階臨界轉(zhuǎn)速顯著降低，遠離巡航轉(zhuǎn)速，同時第四階臨界轉(zhuǎn)速繼續(xù)保持遠離巡航轉(zhuǎn)速。例如，當(dāng)主軸承剛度降為8.756e6 N/m且渦輪葉輪的極轉(zhuǎn)動慣量取原值的50% ，第三階臨界轉(zhuǎn)速減為6297r/min，第四階臨界轉(zhuǎn)速經(jīng)計算為11197r/min。計算進一步表明，主軸承的擠壓油膜尼器所提供的阻尼若從0增為8756Ns/m，可使發(fā)動機兩端支架傳給機身的力下降一半。
仿真計算還顯示，渦輪軸承處的擠壓油膜阻尼器所提供的阻尼若從0增為8756Ns/m，將使發(fā)動機兩端支架傳給機身的力下降為原來的1/3～1/4。
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