宏微直线压电电机微驱动机构设计与分析

为了解决宏微驱动直线压电电机微驱动位移较小、对宏动定位误差的补偿能力不足的问题,提出一种宏微驱动钹型直线压电电机。采用钹型复合压电叠堆为驱动单元替换压电陶瓷片组成的压电叠堆,实现轴向位移的一次放大,通过弹性拨齿的柔性铰链结构将钹型压电叠堆输出的微位移二次放大。该电机可在特定的驱动频率、工作电压和相位差下实现振子振动模态下的超声驱动,也可以通过微位移放大机构实现静态变形的微驱动(蠕动)。建立了该直线压电电机的三维有限元模型,利用有限元软件分别对弹性拨齿、钹型压电叠堆和复合振子进行静力学分析和静态优化设计。有限元仿真表明:基于柔性铰链结构的弹性拨齿经过优化后,最小刚度小于钹型压电叠堆的最小刚度;在相同条件下,优化后钹型压电叠堆沿轴向方向的静态变形量比由压电陶瓷片组成的压电叠堆的静态变形量提高了8.45倍;采用基于柔性铰链结构的弹性拨齿和钹型压电叠堆组成的复合振子的拨齿质点沿水平方向的静态位移量比优化前提高了12.1%,大幅提高了微驱动对宏动定位误差的补偿能力,为压电电机微驱动的结构设计及优化提供依据。     

双油楔径向滑动轴承的结构及试车运行

一、结构及加工图1为双油楔轴承(国外称半偏轴承)的平面几何形状。由图可见,轴承上、下瓦的内孔都具有一个偏心值e_p。这样,当转子旋转起来后,特别是对于高速轻载转子,就会在上、下瓦各形成一个承载区,即所谓油楔,使转子在运行过程中可能出现的油膜振荡或其它振动受到一定抑制。因此该轴承具有较高的抗震性。作者参照国内外有关文献新近设计了一种新式结构的双油楔轴承。设计中采用了偏心加工、反转装配的镶嵌式结构。轴瓦是单独加工好后,再嵌装于轴承体内的,这给加工制造带来了很大方便,并有效的保证了加工精度。轴瓦的加工方法为:第一步,按设计尺寸,将轴     

螺旋油楔动静压滑动轴承三维CFD仿真分析

以轴承流体域为研究对象,建立了螺旋油楔动静压滑动轴承的三维实体模型,利用Fluent软件对其流场及温度场进行数值仿真,比较了螺旋油楔轴承与普通三油楔轴承静态性能的差异,同时分析了螺旋角及轴承间隙对螺旋油楔轴承静态性能的影响规律。结果表明:两种轴承的油膜压力及温度分布存在较大差异;轴承油腔的螺旋形分布及进出油孔的分开设置能够减少润滑油的二次加热并能提高轴承端泄量,有利于温升降低;高速轻载工况下螺旋油楔轴承静态性能要明显优于普通三油楔轴承;合理选择轴承螺旋角及轴承半径间隙可以保证螺旋油楔轴承具有较好的润滑特性。     

船舶可倾瓦推力轴承工况参数对润滑特性的影响

为研究船舶工况参数对可倾瓦推力轴承稳态和瞬态润滑特性的影响,利用Matlab建立船舶可倾瓦推力轴承热弹流体动压润滑计算模型,考虑轴瓦的热弹性变形,联立黏温方程、能量方程、油膜刚度和阻尼系数方程求解模型,研究热弹性变形以及不同载荷和转速情况下船舶可倾瓦推力轴承的润滑特性。结果表明：考虑热弹性变形时,最小油膜厚度增大,最大油膜压力和最高油膜温度降低;在正常运行工况条件下,轴瓦的热弹性变形有利于改善推力轴承的润滑性能,轴承设计时应考虑材料的抗压性和耐热性;在转速不变时随着载荷的增大,最小油膜厚度降低,最大油膜压力、温度、油膜刚度和阻尼均增加,需要特别注意重载工况下轴承的动压润滑状况;在载荷相同的情况下,随着转速的提高,油膜厚度和油膜温度增大,油膜压力变化不明显,油膜刚度和阻尼随转速增大而降低,在转速较低时下降较为明显。研究结果为优化轴承设计、提高轴承运行的可靠性和稳定性提供参考。     

基于两相流三油楔滑动轴承的油膜特性分析

运用CFD模拟软件中的多相流模型、SST湍流模型求解Navier Stokes 方程,研究三油楔滑动轴承的油膜特性。建立三油楔滑动轴承的几何模型,通过合理的网格划分,采用CFD软件计算分析三油楔滑动轴承中3个油楔内润滑油的油膜特性及其气穴分布特点,研究转速、润滑油黏度对润滑油气化的影响,并与未考虑两相流的三油楔轴承的油膜特性进行对比分析。结果表明：两相流模型更能真实反映实际的油膜特征;转速高、润滑油黏度大越容易产生气化现象;黏度对主承载区的影响较大,而转速对非主承载区的影响较大。     

速度对三油楔滑动轴承轴心位置及摩擦力的影响

根据全收敛楔三油楔轴承模型建立了该轴承的油膜厚度方程,并利用Reynolds方程建立了油膜摩擦力矩的计算式,研究了轴旋转速度对轴心平衡位置和摩擦力的影响.通过对润滑状态的模拟,得出:随着速度的增大,偏心距和偏心方向呈非线性变化的趋势,变化速度逐渐减缓,最终趋于稳定;速度与摩擦力之间也是一种非线性关系,在启动的瞬间尤为明显,但在正常运行时可视为线性关系.     

短三瓦轴承的运动机理与修复调整

短三瓦轴承的调整修复是一项比较精细的工作，忽视了任何一个环节都会导致不良的后果。间隙调小了易抱轴，调大了磨削精度差。现将笔者的经验介绍如下。一、短三瓦轴承的运动机理1．基本结构和楔形油膜运动机理图1为短三瓦动压轴承结构简图。三块扇形轴瓦由球面销交承，均匀分布在轴径的周围。由于每块轴瓦上的支承球面中心在圆周方向上离中心线有～偏心距，在主轴与无间保持一定间隙的调定位时，当主轴旋转时在油液的作用下，三块轴瓦各自绕球面支承螺钉的球头摆动到平衡位置，并形成三个楔形隙缝，在此降缝处产生压力油楔，使主轴浮起在三…     

基于CFD的水轮发电机组推力轴承油膜温度研究

为研究某水轮发电机组推力轴承的油膜润滑及冷却情况,建立推力轴承数值模拟计算模型,分析轴承温度和压力分布,基于流固耦合方法计算轴瓦变形情况。结果表明：该推力轴承轴瓦变形量极小,可以忽略其对轴承安全运行的影响;但该推力轴承在轴瓦外径处最大温度已超出安全运行范围,而且高温区域面积较大,影响轴承安全运行。基于正交试验方法,分析主要运行参数对推力轴承温度的影响程度。结果表明：进油压力对轴承温度影响最大,其次是进油温度,镜板转速对轴承温度的影响很小;随着润滑油进油压力和进油温度增加,推力轴瓦温度会随之上升,而随着镜板转速的增加,推力轴瓦温升减小。通过极差分析得到推力轴承最优工况组合,对于水轮发电机组的安全稳定运行有着一定的指导意义。     

非道路两缸柴油机轴承热弹性流体动力润滑特性研究

基于热弹性流体动力润滑理论和多体动力学理论,针对自主研发的非道路2D25卧式两缸柴油机,采用AVL Excite Power Unit软件建立曲轴轴承的多体动力学模型,探讨柔性整机体模型下轴瓦与轴承座的弹性变形、润滑油的黏温及黏压特性、轴瓦及轴颈的表面粗糙度及热效应等因素,建立轴承的润滑模型并计算不同工况下各轴承的载荷、油膜厚度、油膜压力和摩擦功耗。研究结果表明:随着转速的升高,主轴承的总摩擦功耗增加,轴瓦的热负荷增大;高转速下,第一主轴承(MB1)和第三主轴承(MB3)存在轴颈倾斜不对中,出现偏磨现象,导致第二缸爆发时主轴颈振动加剧;连杆轴承油膜压力分布均匀性较好,轴瓦热负荷低,在高转速下润滑效果更佳。     

轴颈转速对滑动轴承油膜特性及轴瓦结构特性的影响

为了更加精确地分析高转速下内燃机轴承轴瓦的受力情况,明确不同轴颈转速对轴瓦的受力规律的影响,采用流-固顺序耦合的方法,在滑动轴承油膜的CFD分析模型的基础上,建立轴瓦的有限元分析模型,并基于该模型得到不同轴颈转速下油膜压力、承载力、油膜组分分布以及轴瓦应力、应变随轴颈转速的变化规律。研究结果表明：随着轴颈转速的增加,油膜的压力不断增大,轴瓦载荷不断增加,轴瓦应力、变形逐渐增大;油膜最大压强随轴颈转速的增加几乎呈线性增长,导致轴瓦的最大应力值及最大变形也几乎呈线性增大;随着轴颈转速的增加,润滑油入口附近,润滑油体积分数逐渐减小,油膜破碎区内,润滑油体积分数的梯度更加明显。     

运转参数对可倾瓦轴承油膜特性的影响

为了确定汽轮机运行时运转参数对汽轮机可倾瓦轴承油膜特性的影响,以四瓦可倾瓦轴承为例,采用Pro/E建模,选用湍流SST三维模型,考虑到瓦块间隙及瓦块相互之间的影响,采用ANSYS模拟出进口油压、进口油温、偏心距、轴颈转速对四瓦可倾瓦轴承油膜特性的影响。结果表明:进口油压对油膜特性影响较小,进油温度、轴颈偏心距、轴颈转速对汽轮机可倾瓦油膜特性影响较大,故在运行中应严格监控这3个参数。     

大偏心下滑动轴承热弹流润滑状态及特性*

滑动轴承在大偏心条件下工作时，热效应及弹性变形使得油膜润滑状态发生变化，进而影响摩擦特性。为此建立耦合轴瓦弹性变形、轴颈轴瓦粗糙峰接触、油膜温度分布及黏温-黏压关系的滑动轴承混合润滑模型，采用有限差分法求解得到不同工况下油膜压力场、温度场分布，分析热效应及弹性变形对润滑状态转变及轴承各特性参数的影响；搭建实验台测量试件内表面温度分布，测试结果验证了计算模型的正确性。结果表明：大偏心时热效应和弹性变形使得油膜润滑状态出现转化；粗糙峰的接触使摩擦热增加，且在最小油膜处形成温度峰值；热效应和轴瓦弹性变形使得接触压力峰值集中在轴承两端，承载能力和摩擦力均有所下降。     

船舶滑动轴承油膜厚度对轴系的影响

针对由滑动轴承油膜厚度不同所引起的轴瓦受力差异和船舶轴系振动问题,以某型散货船作为研究对象,运用有限元法对不同油膜厚度时的轴瓦应力分布进行仿真,并对推进轴系振动进行模态分析,获得轴系振动的固有频率和振型,并对油膜厚度不同引起的轴瓦受力和轴系振动的差异进行对比分析。结果表明：轴承间隙过小,油膜发生变形,不能形成油楔,油膜的散热作用就会降低,导致轴系发热,磨损增加;而间隙过大,润滑油的动力特性就会减弱,导致轴系运行不稳定,振动更加剧烈,不利于形成油楔。因此,随着轴系的磨损,轴承间隙会逐渐增大,当间隙超过一定值时,振动幅值将会过大,从而危害轴系的安全运行。     

轴瓦式滑动轴承主轴机构的修理

轴瓦式滑动轴承是一种高精度的滑动轴承,又叫多油楔径向动压滑动轴承;它具有多个相互独立并且均匀分布的收敛油楔表面,当主轴高速回转时,其油楔表面仍维持楔形间隙,因此无论主轴是否承载,各独立油楔均可形成均匀的承载油膜,并使旋转主轴保持在无偏心旋转状态。它回转精度高,刚性好,一般用在磨床主轴上。现以Ｍ7150Ａ型平面磨床使用的结构为例,介绍这种轴承的修理。1　结构特点分析　　(1)主轴前、后轴承均为短三瓦自动调位滑动轴承,主轴直径为100ｍｍ,保持轴承间隙为001～0.02ｍｍ,球面支承螺钉和锁紧螺母装配关系见图1所示。(2)主轴轴向采…     

船舶滑动轴承油膜厚度对轴系振动的影响

针对由滑动轴承油膜厚度不同所引起的轴瓦受力差异和船舶轴系振动问题,以某型散货船作为研究对象,运用有限元法对不同油膜厚度时的轴瓦应力分布进行仿真,并对推进轴系振动进行模态分析,获得轴系振动的固有频率和振型,并对油膜厚度不同引起的轴瓦受力和轴系振动的差异进行对比分析。结果表明:轴承间隙过小,油膜发生变形,不能形成油楔,油膜的散热作用就会降低,导致轴系发热,磨损增加;而间隙过大,润滑油的动力特性就会减弱,导致轴系运行不稳定,振动更加剧烈,不利于形成油楔。因此,随着轴系的磨损,轴承间隙会逐渐增大,当间隙超过一定值时,振动幅值将会过大,从而危害轴系的安全运行。     

基于CFX的柱面弧形油楔推力滑动轴承仿真分析

柱面弧形油楔推力滑动轴承是一种能够实现双向动载润滑的推力轴承。文中利用Workbench的CFX模块,对柱面弧形油楔推力滑动轴承在动压润滑条件下的油膜特性进行仿真分析。并研究了不同转速和不同黏度对油膜压力的影响,结果表明,转速越高,油膜黏度越大,柱面弧形油楔推力滑动轴承的动压承载能力就越高。     

形状误差对内燃机主轴承润滑性能的影响

基于平均流量模型的广义Reynolds方程,推导考虑轴承形状误差的综合油膜厚度表达式;针对内燃机主轴承,建立其润滑分析计算模型,研究轴颈和轴瓦上的直线度误差和圆度误差对主轴承润滑性能的影响。结果表明:同种误差类型不同的素线线型影响差异较大,相较理想轴颈,都使得油膜压力增加,最小油膜厚度减小,摩擦损失功增加,其中线形峰值影响显著,线形对称性有利于改善轴颈倾斜;轴颈和轴瓦形状误差对润滑性能存在耦合的作用,其两者形状误差线形方向的差异使得部分地方油膜厚度出现增加或减小的情况;不同工况下形状误差对润滑性能的影响差异较大,随着转速的增加形状误差影响润滑性能程度加剧,最大油膜压力增加,最小油膜厚度减小,摩擦损失总功增大。     

油膜轴承轴瓦偏心背磨削夹具的计算

油膜轴承作为一种典型轴承结构在各种外圆磨床上使用得很广。考虑到过去使用的油膜轴承,结构参数k=b/B—0.39不是最佳值[1][2]。为此我们根据k=0.41的最佳条件[2],提出了偏心夹具主要尺寸的计算公式(b——出口油到油膜支承中心线的弧长,B——油膜全弧长)。 油膜轴承轴瓦(图1)背部的半径r比镗孔半径(R)小5～10%;轴瓦以背部的M点作支点,略转动即形成油膜。轴瓦背的中心Q和油膜承载表面的中心O是 不同心的。 油膜轴承的轴瓦瓦背是放在偏心夹具(图2)上磨 出的。为了首先在芯轴1上磨出定位块5的定位面r0 (此定位表面的中心与芯轴的中心是不同…     

柴油机滑动轴承的故障的声发射诊断

轴承是影响内燃机安全运行的重要零件,内燃机的主要运动件中,大多采用滑动轴承。滑动轴承采用流体动力润滑,曲轴的旋转作用形成油楔承载,同时零件表面对油膜挤压产生承载力。内燃机的轴承承载油膜压力由旋转油膜压力和挤压油膜压力构成。主轴瓦和连杆轴瓦在交变载荷下工作,轴承载荷的方向、大小都是周期变化的,所以轴承内不能保持均匀、恒定的承载油膜。在高速、高负荷,特别是在润滑状态不良或进入磨料时,轴承中产生较大的摩擦损失,摩擦损失转变成热量使轴承温度升高,降低润滑油粘度,使承载能力下降,再加上轴承座及轴的变形,润滑油流量不足及变质等,使轴承工作条件恶化,造成轴承损坏,如磨     

乙烯气压缩机汽轮机可倾瓦温度高原因分析及对策

在单体试车时,乙烯气压缩机汽轮机驱动端的径向轴承可倾瓦块出现温度异常,温度达到102℃,危及汽轮机安全运行。通过对进油压力、进油温度分析及油压现场调节,排除外部因素（如油压和油温等对瓦块温度的影响）,确认径向轴承内部因素造成的瓦块温度异常。分析轴瓦间隙、瓦块摆动状况、瓦块厚度、瓦块磨损、喷嘴状况及瓦块油楔角对轴瓦油膜、瓦块受力、摩擦系数、热平衡等动态特性的影响,对轴瓦进行拆检、观察、对比和测量,发现瓦块喷油孔径和瓦块油楔角偏小,确认瓦块承载面油量不足是导致瓦块温度过高的根本原因。通过增大瓦块喷油嘴开孔尺寸,刮研瓦块油楔面来调整瓦面进油口深度和油楔宽度,增大油楔角,改善瓦块油膜特性和散热效果,消除瓦块温度异常,使可倾瓦实现安全、稳定运行。