隔膜泵曲軸滑動軸承的替換研究

趙小飛

（山西機電職業技術學院，山西長治046011）

隔膜泵曲軸滑動軸承的替換研究

趙小飛

（山西機電職業技術學院，山西長治046011）

在已知曲軸結構尺寸和曲軸所受應力應變規律的基礎上，設計了支承曲軸滑動軸承的軸瓦尺寸和間隙等尺寸，利用有限元分析軟件HyperMesh、Workbench對曲軸和滑動軸承進行接觸應力分析，最終證明了曲軸軸承用滑動軸承代替滾動軸承的可行性。

Workbench；隔膜泵曲軸；軸瓦；接觸靜力分析

隔膜泵是一種新型輸送機械，主要應用于輸送大流量、高溫度、高壓力和腐蝕性比較高的介質。它將壓力泵和活塞泵組合在一起，既有壓力泵堅固耐用、結構簡單的優點，同時又避免了活塞泵中的密封件容易磨損的缺點。我國對隔膜泵研究起步較晚，在一些關鍵技術上與國際上的知名企業還有差距。

在現有的往復式活塞隔膜泵動力端中，曲軸的軸承均為滾動軸承，其缺點是裝配麻煩、體積大、成本高。而在和隔膜泵工作原理相類似的大型往復柱塞式空氣壓縮機中曲軸采用滑動軸承，其大大減輕了該結構的體積。因此本文在已知隔膜泵曲軸應力和應變規律，并確定曲軸所受應力和應變最大的工作位置的情況下[1]，通過計算確定支承曲軸滑動軸承軸瓦的尺寸、材料、配合間隙，然后利用有限元分析軟件HyperMesh和Workbench對軸與軸瓦在應力和應變最大位置進行接觸靜力分析，確定了曲軸上軸承代換的可行性。

此處應給出所設計軸承的工作示意圖，即描述其工作位置、尺寸。

如圖1所示為曲軸三維模型圖。在圖中：已知1為曲軸兩個外側支撐軸徑,該段軸徑直徑d=560 mm、長度B=190 mm；2為曲軸兩個內側支撐軸徑，該段軸徑d=600 mm、長度B=190 mm；3為曲軸曲柄軸徑，其受到最大載荷為F=1.267×106 N.曲軸轉速為n=43 r/min[1]。

圖1 曲軸三維模型

1滑動軸承軸瓦的確定

本文曲軸主軸承采用剖分式軸承，根據曲軸結構尺寸設計隔膜泵曲軸兩個內側支撐軸承直徑d=600mm、寬度B=190 mm，外側兩支撐軸承直徑d=560mm、寬度B=190 mm，且曲軸軸柄受到最大載荷為F=1.267×106 N，轉速n=43 r/min.

1.1 軸瓦材料的確定

軸瓦材料選用鋅基軸承合金ZA303，它相比其它常用的軸承合金具有以下優點：

（1）摩擦系數較小，導熱率較高，使用壽命為錫青銅的2~3倍，適用于中低速重載場合；

（2）鑄造性能好，鑄件致密，可鑄成壁厚2.5 mm的鑄件；

（3）具有高強度、高韌性及良好的低溫性能，克服了ZA27合金的低溫脆性；

（4）重量輕，比銅輕40%，易于安裝；

（5）成本低，比錫青銅降低成本40%以上；

（6）具有無磁性、無火花性能[2]。

1.2 不完全液體潤滑軸承的設計計算

不完全液體潤滑軸承主要失效形式是磨粒磨損和黏著磨損和疲勞破壞。其設計計算準則是：維護邊界膜不破壞，盡量減少軸承材料的磨損。下面采用簡化的條件性計算方法校核所選材料是否滿足要求：為防止過度的磨粒磨損而限制平均壓強Pm；為防止軸承溫升過高易發生膠合而限制Pmv值；此外，還應限制速度v.

軸瓦所選材料為鋅基合金ZA303，其許用值如表1所示。

表1 鋅基合金ZA303許用值表

（1）限制平均壓強Pm

式中,F為軸承徑向載荷（N）；B，d為分別為軸承寬度和軸頸直徑（mm）；[p]為軸承許用壓強（MPa）。

（2）限制值Pmv

式中，n為軸頸轉速（r/min）；[Pmv]為軸承材料許用值（MPa.m/s）；d為軸承的直徑。

（3）限制滑動速度v

式中，[v]為軸承材料的許用滑動速度（m/s）。

經計算被限制的Pm、Pmv、v都在鋅基合金許用值范圍之內。

1.3 軸與軸瓦間隙的確定

軸與軸瓦的接觸屬于軸線平行的兩圓柱內接觸。設軸與軸瓦的間隙為φ，則若軸半徑為R1，那么軸瓦的內徑（半徑）R2=R1+φ/2；軸材料的彈性模量和泊松比分別為E1=2.1e5MPa，μ1=0.3；軸瓦材料的彈性模量和泊松比分別為E2=0.75e5MPa，μ2=0.3.由兩圓柱內接觸赫茲公式可得出間隙φ的范圍。

由此計算出滑動軸承間隙φ＜0.87 mm.由機械手冊[3]可知本例中軸與軸承配合的最最小間隙為0.56 mm，最大間隙為0.64mm，平均間隙0.60 mm.因此可知本文中經赫茲接觸應力所得間隙值滿足配合要求，本文選則間隙φ=0.6 mm.

2曲軸與滑動軸承的接觸靜力分析

由于曲軸結構復雜，本文用有限元軟件Hyper-Mesh對曲軸和軸瓦進行網格劃分，然后再導入Workbench，利用Workbench對曲軸和軸瓦進行有限元接觸應力分析。

2.1 定義材料屬性

曲軸材料為35crMo或42crMoE，彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，屈服極限390 MPa.軸承為鋅基合金ZA303，彈性模量E=75 GPa，泊松比μ=0.3，屈服極限25 MPa.

2.2 網格劃分

網格劃分時，選用HEX8實體六面體單元，定義網格尺寸為20 mm.把曲軸和軸承的接觸區域進行較細劃分，網格尺寸未0.2 mm.曲軸網格劃分結果如圖2所示。

圖2 曲軸和軸瓦網格劃分

2.3 導入Workbench并定義接觸面

將劃分好網格的有限元模型導入Workbench中，定義曲軸為目標面，軸瓦為接觸面，選擇線接觸，接觸類型為摩擦接觸，摩擦系數選0.15.選擇增廣的拉格朗日法進行求解。

2.4 施加載荷并求解

實際運動中，連桿大端軸瓦與連桿緊配合，曲軸支撐軸瓦與軸承座緊配合，因此對連桿大端軸瓦的外表面保留繞旋轉軸的自由度，約束掉其他五個自由度，對支撐軸瓦的外表面施加固定約束。對曲軸聯軸器端端面施加固定約束。對曲柄3處施加連桿力，施加方法為：將力均勻鋪在曲柄受力面上，載荷大小為工況8下的載荷，各曲柄垂直壓力方向受力如表2所示；水平方向當垂直方向受力時，其受力為1.21 ×106 N，當垂直方向受力為0時，其受力也為0[1]。

表2 各個曲柄在工況8下垂直方向受力

邊界條件定義完成后，選擇求解選項，本節中選擇輸出裝配體應力、裝配體總位移，接觸面和目標面的接觸應力，定義完成后求解。

2.5 運算結果分析

曲軸和軸瓦的等效應力和位移如圖2和圖3所示，由圖3可知裝配體最大應力為71.35 MPa，發生在曲柄與曲拐連接處和曲柄與主軸頸連接處，滿足軸的強度要求。

圖3 裝配體的等效應力云圖

曲軸與軸瓦的接觸比壓如圖4所示：最大接觸應力為22.26 MPa，主要集中在軸與軸瓦接觸處。兩側軸瓦受力面比壓非均勻分布，分析原因是由于軸與軸瓦產生微小位移，導致接觸面受力不均引起的。

圖4 曲軸與軸瓦的接觸應力

由分析可知：曲軸和軸瓦上所受到的最大接觸應力為22.26 MPa，小于軸瓦材料的屈服極限25 MPa，其滿足軸瓦材料性能要求。因此認為曲軸支撐軸承用滑動軸承代替滾動軸承具有可行性。

3結束語

本文在已知曲軸尺寸及曲軸所受應力和應變規律的情況下，按照曲軸所受最大負載位置作為計算條件，設計計算了曲軸支承滑動軸承的軸瓦尺寸和間隙等尺寸，利用有限元分析軟件HyperMesh、Workbench對曲軸和滑動軸承進行接觸應力分析，最終證明了曲軸軸承用滑動軸承代替滾動軸承的可行性。

[1]吉利，趙小飛.隔膜泵動力端虛擬樣機研究[J].機械工程與自動化，2015（2）：64-66.

[2]崔懷旭，李德成，蘇冰.ZA303高強韌耐磨合金回轉窯托輪瓦研究及應用[J].水泥工程，2005（3）：55-56.

[3]成大先.機械設計手冊—軸承[M].北京：化學工業出版社，2003.

Study on the Rep lacementof the Crankshaft JournalBearing of Diaphragm Pump

ZHAO Xiao-fei
（Shanxi Institute ofMechanical and Electrical Engineering，Changzhi Shanxi 046011，China）

The foundation of the stress strain distribution in the known size and crankshaft crankshaft structure,this paper designs the sliding bearing supporting the crankshaft bearing size and gap size,using finite element analysis software HyperMesh and Workbench on the crankshaft and the sliding bearing contact stress analysis,finally proved the feasibility of crankshaft bearing sliding bearing instead of rolling bearing.

workbench；crankshaft diaphragm pump；bearing；static contactanalysis

TH323

A

1672-545X（2016）12-0049-03

2016-09-11

趙小飛（1985-），男，山西沁源人，碩士，助教，研究方向：產品建模、定制、仿真與分析。