角接触球轴承的载荷序列分析和寿命计算,  花都升降安装车出租, 花都升降安装车租赁, 花都升降安装车公司   角接触球轴承能够同时承受轴向和径向载荷，也可单独承受大的轴向载荷。角接触球轴承的承载能力由接触角决定。计算不同外加径向和轴向载荷下角接触球轴承的载荷分布。考虑轴承承载前后接触角的变化，根据变形协调条件和受力平衡状态建立方程，对不同外载荷下轴承各个位置处的实际接触角进行计算。计算轴承的实际接触角时，需要对非线性方程进行求解，采用静力学分析计算轴承的弹性变形量作为初始值进行迭代。对比两种寿命模型的计算结果，分析径向力和轴向力变化对轴承内外圈和滚动体对寿命的影响。

     角接触球轴承中钢球和内外滚道的接触问题，也可视为赫兹点接触问题，基本接触形式和深沟球轴承的一致，但由于接触角不为０，角接触球轴承内部的受力状况更为复杂。首先用于确定赫兹接触应力场的曲率函数发生了变化，滚道与钢球接触点处的曲率和函数Ｅｐ和主曲率函数.  利用上式求得主曲率画数的初值后，再对備圆参数进行数值求解，求解过程与深沟球轴承类似。不考虑离心力时，钢球与内外圈的接触载荷相等，但是由于轴承内滚道与外滚道的沟道曲率不同，造成外圈与钢球的接触刚度要大于内圈与钢球的接触刚度。在相同的接触载荷作用下，钢球与内圈的接触应力要大于与外圏的接触应力。

    角接触球辅承肉部载荷分布,  角接触球轴承可同时承受来自轴向和径向的载荷，成对使用时，可承受纯径向载荷。本章将分析轴向和径向力同时作用下，角接触球轴承中的载荷分布。在径向载荷Ｆｆ和中也轴向载荷＆同时作用下，将导致轴向位移＜５。和径向位移而。不考虑径向游隙，轴承内外圈保持平行，忽略离心力和陀螺力矩，钢球与内圈、外圈的接触角相等，与最大滚动体夹为作位置处套圈的移动量, 位移在０处取最大值, 此处载荷分布参数滚动体载荷Ｑａ可由最大滚动体.  滚动体受为么和在轴向和径向上都与外力形成静力平衡.  载荷角表示轴承的承载范围径向积分和推力积.  载荷分布参数ｒ能够反映轴承的承载范围大小７＜０．５，轴承受载范围小于１８０°；７＝０．５，轴承受载范围正好为１８０°，此时角接触球轴承的内外滚道仅有相对径向位移，相对轴向位移为０；０．５＜：Ｔ＜１，轴承承载范围在１８０。和３６０°之间；了含１时，角接触球轴承的整周都承载；ｒ＝ｃｘ）时，此时角接触球轴承的内外滚道仅有相对轴向位移，相对径向位移为０，钢球和滚道的接触角是假定不变的，但是在轴承承受的载箭不大的情况下，上计算值还是具有足够的精度。确定轴承的最大滚动体载荷后，轴承的载荷分布可求出当角接触球轴承整圈受载时，所有的滚动体都位于承载区内，因此不用考虑滚动体承载数量变化对载荷分布的影响，当轴承不是整圈承载时，就要考虑到承载区内滚动体数量的变化对载荷分布的影响。考虑承载区域滚动体数量变化时，角接触球轴承的载荷分布可求出，上式的推导过程与第二章第二节中深沟球轴承载荷分布的求解公式的推导过程类似。

      ４丄３外载荷作用下接触角的变化轴向力和径向力同时作用下的角接触球轴承，由于其接触角小于９０°，载荷作用下的接触角ＣＣ＇要大于轴承不受载时的始接触角。如忽略离屯、力和陀螺力矩，则钢球与内外滚道接触的力大小相等，钢球与内外滚道的接触也相等。对于与径向力夹角为嗅处的钢球，其变形量及为总曲率，钢球直径。两者之积表示内外滚道沟曲率半径中屯、点距离。考虑受力变形对接触角的影响，夹角处的钢球与内外滚道的实际接触角满足位畳角以处的钢球接触载荷.   是钢球与内圈接触刚度系数，哈是钢球与外圈接触刚度系数。根据径向载荷Ｆｆ和轴向载荷Ｆ。作用下，轴承的静为平衡条件，可得到下面的非线性方程组；上述方程组共包含两个未知量而和吞，对Ｖ；处的钢球进行求解，得到各个转角处的径向和轴向变形量，再求出该转角处钢球与滚道的实际接触角。

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      角接触球轴承的运动模型离屯、力和陀螺力矩主要影响角接触球轴承的接触角和载荷分布，对于钢球的运动，由于接触区域存在摩擦为，对于载荷适中的情况，钢球与滚道么间的滑动很小。本文考虑简单运动学关系：钢球沿内外圈纯滚动，径向游隙为０，不考虑润滑。规定顺时针转动方向为正，外圈转速记为ｒｉｅ、内圈转速记为％，则钢球与内圈接触点的线速度为Ｖｉ,  钢球与内圈接触点的线速度为Ｖ。篇钢球中也转速（保持架转速）钢球绕自身轴线转速打钢球相对于内圈转速心, 叫外圈相对于保持架转速打,  Ｄｂ是钢球直径，Ｄｍ是钢球中屯、节圆直径，ａ为轴承接触角。 可靠度为９０％时的轴承寿命Ｚ可由外加载荷０与基本额定动载荷, 对于内滚道，额定接触动载荷。旋转套圈当量滚动体载荷，静止蒼圈当量滚动体载荷为。只考虑轴承套圈的失效时，轴承寿命通过下式计算Ｌｙ、Ｌｖ分别表示旋转套圈和静止套圈的寿命。考虑内外圈运动状况对应力循环次数的影响，先基于以？理论的等效载荷模型，计算出每个接触点的应力循环次数之后，再求得轴承的转数。内圈、外圈和滚动体上每个接触点的应力循环次数ｉＶ可由下式确定，如为各接触点应力循环次数对应的额定接触动载荷。

    考虑钢球的疲劳寿命对轴承整体寿命的影响，钢球与内滚道接触的基本额定动载荷为钢球与外滚道接触的基本额定动载荷,  是滚动体与内圈和外圈的接触载荷。考虑内外圈和滚动体寿命的轴承９０％可靠度寿命。分别为内圈、外圈和滚动体的可靠度为９０％时的应力循环次数，．对用真空冶炼和真空电弧重炫钢Ｍ５０制造的球所做的疲劳失效试验，ＨＡＲＲＩＳ得出的数据表明: ｅｉｂｕｌｌ斜率的平均值是３。是滚动体与内、外圈分别接触的９０％可靠度寿命。分别是内圈转过一周时，内圈上一点、外圈上一点和滚动体上一点承受载荷的次数。其值与内外圈的运动状态有关。气柄是由内外圈运动状态决定的系数。对于内圈静止、外圈旋转的深沟Ｉ打Ｉ球轴承，Ｕｉ、ｕ、Ｕｂ分别指外圈转过一周时，内圈、外圈和滚动体上一点承受载荷的次数。

     角接触球轴承７２１８Ｂ为例，根据上述理论模型，计算了径向载荷和轴向载荷同时作用下，钢球与滚道的接触载荷，并结合轴承的运动学模型，得到了角接触球轴承钢球和内外滚道上任意一点的载荷序列。并上述计算结果为依据，分别计算了仅考虑内外圈失效６２４和考虑了钢球失效的疲劳寿命，探讨了轴承的外圈运动状态对寿命的影响。径向载荷和轴向载荷同时作用下的载荷分布实际工况下的角接触球轴承，通常同时承受一个径向力和一个轴向为。当外加载荷很小时，角接触球轴承的接触角可视为不变，即等于轴承初始接触角。但实际上，钢球和内外滚道受力之后，会发生变形，从而使接触角发生变化，且钢球与内外滚道的接触角并不相等。除此之外，当轴承的速度较大时，还会受到离心力和陀螺力矩的影响。本章第一节中己经描述了对角接触球轴承的载荷分布进斤计算所使用的模型，对模型进行迭代求解，需要求得适宜的值己提高求解的效率和精度。因此在考虑角接触球轴承承载后接触角的变化对接触载荷的影响之前，先假定承受载荷之后接触角不变，计算轴承的变形量和载荷分布。首先计算对应于不同载荷分布参数ｒ，单列角接触球轴承的载荷分布积分Ｊｒ、Ｊａ及ｔａｎａ／Ｆａ的值，并在绘出了部分值。

  几种不同载荷情况下，钢球数量分别为８、１２、１６时，两种方法计算的载荷分布结果。文献值是由最大滚动体载荷直接求出其他位置角处的载荷，本文值是对任意位置角处的钢球，根据该钢球和其他钢球的变形关系，由轴承整体受力平衡方程求解。在该外力作用下，轴承整圈受载，滚动体数量越多，钢球所受到的载荷越小。两种载荷分布计算结果么间存在差异，且两者之间的差值也随着滚动体数量增多而减小。这是因为，文献中计算滚动体载荷时所采用的载荷分布积分是将离散的滚动体连续化后得到的值，并没有考虑钢球个数的影响，且由最大滚动体载荷直接求取载荷分布的过程也没有考虑轴承运动过程中钢球位置变化的影响。而随着钢球数量增多，这种影响会越来越小。

      计算Ｆｒ＝１５ｋＮ、Ｆａ分别为１４ｋＮ、１５ｋＮ、１６ｋＮ、１８ｋＮ、２０ｋＮ、２５ｋＮ时，角接触球軸承７２１８Ｂ的载荷分布，并对考虑承载滚动体数量变化（实线）、没有考虑承载滚动体数量变化（虚线）两种计算方法进行对比。在相同大小的径向力Ｆｒ作用下，随着轴向力Ｆａ増大，轴承的承载范围逐渐变大，由１２７．８°増大到整圈承载。在轴承的承载范围扩大到整个圆周之前，虽然轴承的轴向力增大（Ｆａ＝１４ｋＮ、１５ｋＮ、１６ｋＮ、１８ｋＮ、２０ｋＮ），但是最大钢球载荷却在减小。当轴承整周承载之后，轴承的大钢球载荷增大。计算结果对比对比两种计算方法得到的载荷分布值，两者之间的差异先减小后增大。当Ｆａ＝１４ｋＮ时存在明显差异。随着承载范围扩大，两种计算结果么间的差异减小，整厨承载之后差异变大。本文值（实线）先大于文献值（虚线），后来小于文献值。上文已经提到，文献值是由载荷分布积分？／ｒ／Ｊａ和外载荷算得最大钢球载荷后，再根据弹性变形条件。首先载荷分布积分是由和函数连续化处理后得到的近似值，療动体数量越多，近似计＊算的精度越高。但是随着载荷分布参数ｒ增大，载荷分布积分减小，当轴承整圈承载（ｒ＝１）时，径向载荷分布积分；／ｒ约为０．２５４６。

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