V形兜孔圓柱滾子軸承摩擦生熱特性分析*

黃 杰,劉延斌*,李旭瑩,桑得雨,寧 仲

(1.河南科技大學 機電工程學院,河南 洛陽 471003;2.中國鐵建重工集團股份有限公司,湖南 長沙 410100; 3.洛陽軸承研究所有限公司,河南 洛陽 471039)

0 引 言

航空發動機主軸通常都采用圓柱滾子軸承作為承載和運動傳遞的關鍵零件,其性能直接影響整機的可靠性和使用壽命[1]。

在高速、輕載的工作條件下,圓柱滾子軸承常出現打滑現象,且相互接觸的軸承各部件間由于碰撞摩擦劇烈會導致軸承摩擦生熱嚴重,引起軸承溫度升高,造成結構熱變形而使軸承卡死。據統計,航空發動機主軸軸承25%的失效是由軸承部件間的摩擦生熱引起的[2]。

在高速、輕載工作條件下,V形兜孔圓柱滾子軸承有較好的穩定性和防打滑性能[3],這對于提升主軸傳動性能至關重要。因此,深入研究V形兜孔圓柱滾子軸承的摩擦生熱特性,對提高其實際應用具有重要的現實意義。

王黎欽等人[4]建立了圓柱滾子軸承擬靜力學模型,考慮了軸承內部各種接觸力和摩擦力的相互作用,研究了轉速、載荷等工況對軸承內外圈滾道、兜孔、套圈引導面等熱源摩擦生熱的影響規律;但其忽略了滾子自轉引起的攪油摩擦生熱。陳觀慈等人[5]基于球軸承擬靜力學和摩擦生熱分析模型,分析了球自旋生熱、球與內外滾道滑動摩擦生熱和保持架與套圈引導面摩擦生熱,研究了不同工況對軸承局部摩擦生熱和總摩擦生熱的影響規律;但其忽略了球與保持架兜孔的滑動摩擦生熱。MA Fang-bo等人[6]建立了球面滾子軸承摩擦生熱模型,分析了滾子與滾道、滾子與兜孔、保持架與內圈引導面和滾子攪拌力產生的摩擦功耗,研究了速度、載荷、徑向游隙等對軸承摩擦生熱的影響;但其未考慮滾子與兜孔運行過程中接觸狀態的變化。王燕霜等人[7]利用擬靜力學法分析了不同轉速、載荷下,軸承保持架與引導面、球與滾道、兜孔等摩擦功耗損失,得到了結論,即轉速和軸向載荷的改變對軸承各部件摩擦功耗影響較大,而徑向載荷的改變對摩擦功耗的影響較小;但該研究中的滾子與滾道的接觸模型忽略了油膜厚度的影響。LI Jun-ning等人[8]建立了考慮打滑的高速輕載滾動軸承摩擦功耗損失模型,模型計算結果表明,隨著打滑率的增加,軸承內外套圈的摩擦功耗也隨之增加,而保持架引導面和滾子攪油的摩擦功耗則呈相反趨勢;但其在功耗模型中對滾子與兜孔的摩擦生熱考慮欠缺。TAKABI J等人[9]基于Palmgren經驗公式,建立了球軸承摩擦生熱分析模型,研究了球與內滾道、保持架與引導面以及潤滑油黏性阻力造成的摩擦功耗損失;但該模型多適用于中低轉速軸承,因此具有一定的局限性。

綜上所述,國內外對滾子軸承摩擦生熱的研究多集中于滾子與滾道、保持架與套圈引導面,而對滾子軸承兜孔摩擦生熱的研究較少,對具有特殊兜孔結構的軸承生熱特性研究更為鮮見。V形兜孔圓柱滾子軸承雖具有良好的穩定性和防打滑性能,但V形兜孔幾何參數對兜孔摩擦生熱的影響尚不明確。

因此,為給V形兜孔圓柱滾子軸承摩擦生熱特性研究提供理論依據,在多體動力學理論和摩擦學原理的基礎上,筆者利用保持架V形兜孔結構建立軸承熱分析模型,探討高速、輕載工況下不同兜孔幾何參數對兜孔摩擦生熱的影響,研究兜孔幾何參數優化后的軸承摩擦生熱特性。

1 V形兜孔軸承熱分析模型

1.1 軸承V形兜孔結構

圓柱滾子軸承V形兜孔結構如圖1所示。

圖1 V形兜孔結構示意圖Fig.1 V-shaped pocket structure diagramOr為滾子質心;α為兜孔a、c為壁面的傾斜角度;β為兜孔b、d壁面的傾斜角度;r為滾子半徑。

圖1中,V形兜孔結構在徑向平面內對滾子有較好的定位和引導精度,可降低滾子運動過程中與兜孔的碰撞頻率。

1.2 軸承動力學模型

1.2.1 滾子與兜孔接觸模型

V形兜孔圓柱滾子軸承滾子與兜孔的接觸模型如圖2所示。

圖2 滾子與兜孔接觸模型Fig.2 Roller and pocket contact model {O,x,y}為兜孔幾何中心坐標系;{O,xi,yi}為滾子理想中心坐標系,由運動過程中滾子的位置確定;{Ok,xk,yk}為滾子質心坐標系。

圖2中,因滾子與兜孔壁接觸時產生的法向接觸力和切向摩擦力的相互作用,導致滾子與兜孔壁的接觸變形;滾子與兜孔壁未接觸時,二者之間僅存在流體動壓作用[10]。

由于軸承主要承受徑向載荷,為減少工作量,筆者假定軸承外圈固定,內圈旋轉,對滾子和保持架施加平面約束,使軸承整體在徑向平面內運動。

滾子與兜孔壁間的最小間隙為:

Δndef=ΔZi-σ

(1)

式中:n為兜孔壁面(n=a,b,c,d);σ為兜孔間隙;ΔZi為滾子質心在理想坐標系中圓周分量的絕對值。

ΔZi可表示為:

ΔZa=ΔZc=xri·cosψi·sinα

(2)

ΔZb=ΔZd=xri·cosψi·sinβ

(3)

式中:xri為滾子質心在理想坐標系中xi方向上的移動分量;ψi為滾子質心的角位移。

當滾子與兜孔間最小油膜厚度Δcl≥Δndef≥0時,滾子與兜孔壁之間受到Hertz線接觸和流體動壓的共同作用,其法向接觸力為:

(4)

式中:δnri為滲透量,δnri=Δcl-Δndef;η為潤滑油黏度;vi,vpi為滾子和兜孔的切向速度;Kcl為滾子與兜孔間的線接觸剛度系數[11];Ccl為滾子與兜孔間的Lee-wang阻尼系數[12];l為滾子長度。

滾子與兜孔壁面的摩擦力為:

Tnri=μFnri

(5)

式中:μ為摩擦系數,根據滾子與兜孔間的滑動摩擦關系,μ取0.16。

當Δndef>Δcl時,滾子與兜孔壁面在流體動壓作用下,其法向接觸力為:

(6)

滾子與兜孔壁面的摩擦力為:

(7)

為節省篇幅,關于滾子與套圈滾道、保持架與套圈引導面的接觸模型可參見文獻[3]580-582。此處不再詳述。

1.2.2 滾子的動力學方程

第i個滾子的牛頓方程為:

γa=[-cos(κc+τi-α) -sin(κc+τi-α)]T,

γb=[cos(κc+τi+β) -sin(κc+τi+β)]T,

醫院供應室具有科室的特殊性，主要負責醫院各個科室的醫療物品，如：無菌器械、敷料和一次性無菌物品的清洗和消毒，同時也承擔著醫療器械的回收工作。通常情況下，供應室工作質量的好壞與醫療質量和護理質量有著直接關系，其不僅會對院內感染的質量控制造成直接影響，同時會對患者的生命安全構成危及[1]。為此，本院對持續性質量改進在醫院供應室管理工作中的效果進行分析，并總結分析結果，現報告如下。

γc=[-cos(κc+τi+α) sin(κc+τi+α)]T,

γd=[cos(κc+τi-β) sin(κc+τi-β]T,

ξa=[sin(κc+τi-α) -cos(κc+τi-α)]T,

ξb=[sin(κc+τi+β) cos(κc+τi+β)]T,

ξc=[sin(κc+τi+α) cos(κc+τi+α)]T,

ξd=[sin(κc+τi-β) -cos(κc+τi-β)]T,

ri=[xiyi]T,rir=[xiryir]T,

pi=[-ykxk]T,pir=[ei0]T

(8)

(9)

式中:mr為滾子的質量;Ir為滾子的轉動慣量;xi,yi為第i個滾子在理想坐標系中X、Y坐標;xir,yir為內圈在慣性坐標系中X、Y坐標;xk,yk為第i個滾子在質心坐標系中X、Y坐標;FIri為第i個滾子與內滾道的法向接觸力;FOri為第i個滾子與外滾道的法向接觸力;TIri為第i個滾子與內滾道的切向摩擦力;TOri為第i個滾子與外滾道的切向摩擦力;Fari,Fbri,Fcri,Fdri和Tari,Tbri,Tcri,Tdri分別為第i個滾子與a、b、c、d4個兜孔壁面的法向接觸力和切向摩擦力;κc為保持架角位移;τi為滾子初始轉角。

1.2.3 保持架動力學方程

保持架的牛頓方程為:

(10)

保持架的歐拉方程為:

Fcri(ri-rb)Tξc-Fdri(ri-rb)Tξd}-mbg-

(11)

1.3 軸承摩擦功耗模型

V形兜孔圓柱滾子軸承摩擦功耗模型如圖3所示。

圖3 軸承摩擦功耗模型Fig.3 Analysis model of bearing frictional power consumption

各熱源因摩擦生熱產生的摩擦功耗包括[13]:滾子與滾道、滾子與兜孔、保持架與套圈引導面間的滑動摩擦功耗和滾子攪油摩擦功耗。

因航空發動機主軸用圓柱滾子軸承在工作時主要承受徑向載荷,滾子端面與套圈擋邊軸向接觸負荷較小,故忽略滾子端面與套圈擋邊間的滑動摩擦功耗。

各熱源產生的摩擦功耗計算方法為:

1)滾子與兜孔的滑動摩擦功耗

V形兜孔因其結構特殊,相較于普通兜孔具有多個兜孔壁面,使得滾子與兜孔的接觸關系較為復雜。并且運轉過程中滾子與兜孔的接觸位置不斷變化,導致滾子與兜孔各壁面間的接觸力和摩擦力的不同。因此,滾子與兜孔間的摩擦功耗可由滾子與各個兜孔壁面間摩擦功耗的總和來表征,即:

(12)

式中:Dr為滾子直徑;ωmi為滾子自轉角速度;n為滾子個數;

2)滾子與滾道的滑動摩擦功耗

其公式如下:

(13)

式中:VNri為滾子與內、外滾道因轉速差而產生的相對滑動速度,N=I,O。

根據各部件間的動態關系,滾子與內、外滾道的相對滑動速度可表示為:

(14)

(15)

式中:ri為軸承內滾道半徑;ro為軸承外滾道半徑;r為滾子半徑;ni為軸承內圈轉速;nmi為滾子自轉速度;nri為滾子公轉速度;

3)滾子的攪油摩擦功耗

其公式如下:

(16)

式中:Dm為節圓直徑;υ為潤滑油油氣混合密度;Cv為潤滑油黏著拖動系數;ωri為滾子公轉角速度;

4)保持架與套圈引導面的滑動摩擦功耗

其公式如下:

(17)

式中:Db為保持架引導面直徑;ωc為保持架角速度;ωi為內圈角速度;

5)軸承總摩擦功耗

其公式如下:

Htotal=Hxi+HNi+Hfi+Hg

(18)

1.4 軸承模型求解及流程圖

軸承動力學模型和摩擦功耗模型求解流程圖如圖4所示。

圖4 軸承模型求解流程圖Fig.4 Bearing model solution flow chart

在軸承動力學和摩擦功耗模型的基礎上,V形兜孔壁傾角α=40°,β=40°時,在內圈轉速24 000 r/min,徑向載荷分別為100 N、900 N的工況下,筆者對滾子與兜孔間瞬態摩擦生熱進行仿真計算。

滾子與兜孔間的摩擦生熱時間變化曲線如圖5所示。

圖5 兜孔摩擦生熱時變曲線Fig.5 Time variation curve of cage pocket frictional heat generation

由圖5兜孔摩擦生熱的變化趨勢可知:時間的變化使得摩擦生熱曲線持續波動,不利于在給定工況下確定兜孔的摩擦功耗;但隨時間的增加,軸承各部件間的運動關系逐漸趨于穩定狀態,兜孔摩擦生熱的波動幅值也逐漸趨于穩定。

因此,為了凸顯不同轉速和載荷下兜孔壁傾斜角度對兜孔摩擦生熱以及對軸承各部件摩擦生熱的影響,同時為了突出重點、節省篇幅,筆者取軸承瞬態摩擦生熱穩定階段的均值進行結果分析。

2 V形兜孔摩擦生熱特性及參數優化

2.1 理論分析模型可靠性驗證

針對該軸承,筆者采用文獻[14]中圓柱滾子軸承的主要幾何參數,并運用上述建模方法,建立其動力學和摩擦功耗模型,求解得出不同工況下該軸承的摩擦功耗,并對比分析仿真結果和文獻中的試驗結果,以驗證筆者所提出的軸承動力學模型和摩擦功耗模型的可靠性。

軸承仿真結果與試驗結果對比如圖6所示。

圖6 不同內圈轉速下軸承總摩擦功耗Fig.6 Comparison between simulation results and experimental results

圖6(a)為徑向載荷666 N時,不同內圈轉速下軸承摩擦功耗的對比曲線;圖6(b)為內圈轉速12 600 r/min和16 800 r/min時,不同徑向載荷下軸承摩擦功耗的對比曲線。

由圖6可知:利用筆者建立的理論分析模型所獲得的軸承摩擦功耗仿真結果與文獻[14]試驗結果吻合較好,呈現出相同的變化規律,表明筆者提出的理論分析模型具有較高的可靠性。

2.2 兜孔參數對兜孔摩擦生熱的影響

2.2.1 軸承主要參數

V形兜孔圓柱滾子軸承的主要幾何參數如表1所示。

表1 軸承主要幾何參數

材料特性參數如表2所示。

表2 軸承材料特性參數

筆者選用4109航空潤滑油[15]為軸承潤滑,其參數如表3所示。

表3 4109航空潤滑油主要參數

2.2.2 不同轉速下的影響

當徑向載荷為100 N,內圈轉速范圍為12 000 r/min～24 000 r/min,V形兜孔壁傾角α、β分別取不同值時,在考慮實際生產中軸承可制造性的前提下,筆者對滾子與兜孔間的摩擦生熱進行仿真計算。

滾子與兜孔摩擦生熱結果如圖7所示。

圖7 不同轉速下兜孔幾何參數對兜孔摩擦生熱的影響Fig.7 Effect of pocket geometry parameters on frictional heat generation of pocket under different speeds

由圖7可知:不同V形兜孔幾何參數下,兜孔摩擦功耗都隨著轉速的增加呈非線性增大趨勢。這是因為隨著內圈轉速的升高,保持架穩定性降低,滾子與兜孔的滑動速度增加,滾子與兜孔壁間的作用力變大,導致兜孔摩擦生熱持續升高[16]。

圖7(a)～圖7(d)分別為在壁傾角α傾斜角度給定的情況下,在同一徑向載荷、不同內圈轉速的工作條件下,壁傾角β取不同值時兜孔的摩擦功耗。當α傾角一定時,β傾角的改變對兜孔摩擦生熱的影響較大。這是因為隨著內圈轉速的升高,β角越大,兜孔的定位精度降低,滾子與兜孔的碰撞頻率加快,位置關系不斷變化,使得滾子與兜孔的滑動摩擦劇烈,造成兜孔摩擦生熱顯著上升。

但不同壁傾角組合導致兜孔摩擦生熱、升高趨勢不同,轉速相同且徑向載荷為100 N時,不同壁傾角組合下兜孔摩擦功耗最大差值為393.7 W。

2.2.3 不同載荷下的影響

當內圈轉速為24 000 r/min,徑向載荷范圍為100 N～900 N,V形兜孔壁傾角α、β分別取不同值時,筆者對滾子與兜孔間的摩擦生熱進行仿真計算。

滾子與兜孔摩擦生熱結果如圖8所示。

圖8 不同載荷下兜孔幾何參數對兜孔摩擦生熱的影響Fig.8 Effect of pocket geometry parameters on frictional heat generation of pocket under different loads

由圖8可知:隨著載荷的增加,兜孔摩擦功耗先逐漸上升,而后趨于平緩。其原因是徑向載荷較小時,滾子與兜孔間的打滑嚴重,滑動摩擦較大;當徑向載荷進一步增大,保持架穩定性升高,打滑現象減輕,摩擦功耗相對減小。

圖8(a)～圖8(d)分別為在壁傾角α傾斜角度給定的情況下,在相同內圈轉速、不同徑向載荷的工況條件下,壁傾角β取不同值時兜孔的摩擦功耗。綜合來看,兜孔摩擦生熱趨勢相近,但當壁傾角α保持不變時,β的變大導致滾子與兜孔的相對位置間隙變大,同時隨著徑向載荷的不斷增大,滾子在高速旋轉過程中與兜孔壁的碰撞頻率和相互作用力升高,加劇了滾子與兜孔間的滑動摩擦,使得兜孔摩擦生熱上升。壁傾角β保持不變時,α角的變大導致兜孔摩擦功耗升高,是因為壁傾角α的增大很大程度上造成滾子在周向平面上的竄動,且高速旋轉過程中產生的離心力[17]引起滾子彈性滯后,導致滾子與兜孔間的接觸力變大,從而對兜孔摩擦生熱影響較大。

轉速為24 000 r/min時,在相同載荷、不同兜孔幾何參數的情況下,兜孔摩擦功耗的極差達到了736.2 W。

2.3 V形兜孔幾何參數優化

因其具有均勻分布和齊整可比性的特點,正交試驗法多用于研究多水平、多因素優化問題。因此,此處可有效用于軸承結構參數優化設計[18]。

筆者以兜孔摩擦功耗為目標參數,以兜孔壁傾斜角度為影響因素,對V形兜孔幾何參數進行優化,以確定V形兜孔最佳壁面傾斜角度。由于軸承的徑向載荷和轉速會影響兜孔的摩擦功耗,在進行兜孔幾何參數優化時,筆者僅考慮高速、輕載及臨界載荷下,不同兜孔壁傾角組合對兜孔摩擦功耗的影響。

在兜孔壁傾角優化設計范圍內,筆者均勻選取4個水平進行正交試驗分析。

各因素及水平如表4所示。

表4 正交試驗因素水平表

高速、輕載工況下正交試驗表L16(42)如表5所示。

表5 正交試驗組合一及結果

表5為輕載100 N、轉速24 000 r/min工況下,兜孔壁傾角正交試驗組合及結果。

由表5可知:在兜孔壁傾角α、β的取值范圍內,當α為40°、70°,β為40°、50°、70°時,兜孔摩擦功耗較低。

高速臨界載荷工況下正交試驗表L16(42)如表6所示。

表6為臨界載荷900 N、轉速24 000 r/min工況下,兜孔壁傾角正交試驗組合及結果。

表6 正交試驗組合二及結果

由表6可知:相較于表5,載荷的增大使得兜孔摩擦功耗變大;但在兜孔壁傾角α、β的取值范圍內,僅當兜孔壁傾角取值較小時,兜孔摩擦功耗相對較低。

筆者把各正交試驗組合的結果轉化為三維曲面圖,進行直觀對比分析,如圖9所示。

圖9 正交試驗三維曲面圖Fig.9 Orthogonal test three-dimensional surface diagram

由圖9可知:V形兜孔壁傾角的改變導致相同工況下兜孔摩擦功耗的差異較大。當壁傾角40°≤α<45°,45°≤β<55°時,兜孔摩擦功耗相對較小,因此綜合考慮兜孔摩擦生熱結果和軸承可制造性,筆者將α=40°、β=50°作為優化后的V形兜孔壁傾斜角度。

3 優化軸承摩擦生熱特性

為探討V形兜孔幾何參數優化后軸承的摩擦生熱特性,筆者對比分析了優化后的V形兜孔軸承與普通圓弧兜孔軸承在高速、輕載工況下的摩擦生熱結果。

不同轉速下,優化后的V形兜孔軸承與普通圓弧兜孔軸承摩擦生熱結果如圖10所示。

圖10 不同轉速下軸承摩擦生熱對比Fig.10 Comparison of bearing frictional heat generation at different speeds

由圖10可知:在徑向載荷100 N、轉速范圍為12 000 r/min～24 000 r/min的工況下,優化軸承摩擦生熱的結果比普通軸承摩擦生熱的結果顯著降低。

隨著內圈轉速的增加,滾子與滾道的摩擦功耗增幅較小,滾子的攪油摩擦功耗、保持架與套圈引導面的摩擦功耗和滾子與兜孔的摩擦功耗增幅較大。

優化軸承兜孔摩擦功耗和總摩擦功耗均低于普通軸承的功耗。

不同徑向載荷下,優化后的V形兜孔軸承與普通圓弧兜孔軸承摩擦生熱結果,如圖11所示。

圖11 不同徑向載荷下軸承摩擦生熱對比Fig.11 Comparison of bearing frictional heat generation under different loads

由圖11可知:在轉速24 000 r/min、徑向載荷范圍為100 N～900 N的工況下,優化軸承與普通軸承摩擦生熱的趨勢都是先上升而后趨于平緩,然而優化軸承摩擦生熱的結果仍較普通軸承摩擦生熱的結果低。

在高轉速下,徑向載荷的增加使軸承各部件間的穩定性升高,減少了滑動摩擦,因此軸承摩擦功耗隨著徑向載荷的增加先上升然后趨于平緩。但隨著徑向載荷的增加,優化軸承各部件間的運動關系達到平衡狀態的速度較快,降低了各部件間的摩擦生熱。

優化軸承與普通軸承在不同工況下,滾子與兜孔壁面接觸力隨時間變化圖,如圖12所示。

圖12 不同工況下優化軸承與普通軸承滾子與兜孔接觸力對比Fig.12 Comparison of contact forces between optimized bearings and ordinary bearings under different working conditions

由圖12(a)和圖12(b)可知:隨著內圈轉速的升高,滾子與兜孔壁面碰撞頻率升高,導致軸承穩定性降低。但因V形兜孔結構對滾子有較好的徑向定位,改善了滾子和兜孔的接觸狀態,使得優化軸承滾子與兜孔壁面的接觸力明顯低于普通軸承的接觸力,提高了優化軸承在高速運轉時的穩定性,遏制了轉動過程中各部件間的滑動摩擦,從而降低了軸承各部件間的摩擦生熱。

圖12(b)和圖12(c)則表明了徑向載荷的增加使滾子與兜孔壁面的接觸力增大。

然而普通軸承的穩定性低于優化軸承的穩定性,兜孔各壁面與滾子的碰撞頻率明顯高于優化軸承。所以優化軸承在運轉時,滾子的自轉速度和保持架轉速相較于普通軸承能更快達到穩定狀態,減少了不平衡狀態下滾子與兜孔的滑動摩擦生熱。同時優化軸承較高的穩定性也使得各部件間的摩擦生熱均低于普通軸承。

兜孔結構的改變勢必會導致保持架穩定性的改變,因此,筆者利用保持架打滑率[19]來評判優化軸承的穩定性。

優化軸承與普通軸承保持架打滑率變化趨勢,如圖13所示。

圖13 不同轉速下保持架打滑率對比Fig.13 Comparison of cage slip rate at different speeds

由圖13可知:當徑向載荷為100 N、轉速范圍為12 000 r/min～24 000 r/min時,優化軸承的保持架打滑率均低于普通軸承的打滑率,穩定性優于普通軸承。

這是因為軸承工作時打滑造成的問題主要有油膜破裂后,在軸承滾子和套圈滾道的接觸區域發生剛性接觸引起的熱損傷,這將會導致溫度急劇上升,并迅速傳遞至軸承各部件接觸區域[20];但優化軸承打滑率較低,避免了軸承因打滑導致部件溫度升高進而發生結構變形,使各部件接觸位置摩擦生熱加劇。

4 結束語

針對V形兜孔圓柱滾子軸承的兜孔幾何參數影響軸承摩擦生熱特性的問題,筆者以V形兜孔圓柱滾子軸承為研究對象,結合軸承動力學和摩擦功耗模型,考慮了高速輕載工況下不同兜孔幾何參數對滾子與兜孔摩擦生熱的影響,采用正交試驗法優化了V形兜孔壁傾斜角度,分析了兜孔幾何參數優化軸承與普通軸承各部件摩擦生熱及總摩擦生熱的差異。

研究結論如下:

1)V形兜孔的壁面傾斜角度對滾子與兜孔間的摩擦生熱影響較大,不同的兜孔壁傾角組合導致兜孔摩擦生熱的升高趨勢不同,且在同一工況下兜孔摩擦功耗的最大差值達到了736.2 W;

2)在給定工況下,且在兜孔壁傾角40°≤α≤70°、40°≤β≤70°的取值范圍內,相較于其他兜孔壁傾角組合,壁傾角α=40°、β=50°時,能有效減少兜孔摩擦生熱;

3)V形兜孔幾何參數優化后,優化軸承內部各熱源摩擦生熱和軸承總摩擦生熱均低于普通軸承的摩擦生熱,優化軸承滾子與兜孔的接觸力較低,且滾子與兜孔的碰撞頻率和保持架打滑率均優于普通軸承。

后續工作中,筆者將進行軸承實際工況下的溫升試驗,利用溫度傳感器測量優化軸承和普通兜孔軸承的工作溫度,并將二者的溫度進行對比,以間接驗證優化軸承實際工作中產生的摩擦熱是否優于普通軸承的摩擦生熱。