隔膜泵曲轴滑动轴承的替换研究

赵小飞

（山西机电职业技术学院，山西长治046011）

隔膜泵曲轴滑动轴承的替换研究

赵小飞

（山西机电职业技术学院，山西长治046011）

在已知曲轴结构尺寸和曲轴所受应力应变规律的基础上，设计了支承曲轴滑动轴承的轴瓦尺寸和间隙等尺寸，利用有限元分析软件HyperMesh、Workbench对曲轴和滑动轴承进行接触应力分析，最终证明了曲轴轴承用滑动轴承代替滚动轴承的可行性。

Workbench；隔膜泵曲轴；轴瓦；接触静力分析

隔膜泵是一种新型输送机械，主要应用于输送大流量、高温度、高压力和腐蚀性比较高的介质。它将压力泵和活塞泵组合在一起，既有压力泵坚固耐用、结构简单的优点，同时又避免了活塞泵中的密封件容易磨损的缺点。我国对隔膜泵研究起步较晚，在一些关键技术上与国际上的知名企业还有差距。

在现有的往复式活塞隔膜泵动力端中，曲轴的轴承均为滚动轴承，其缺点是装配麻烦、体积大、成本高。而在和隔膜泵工作原理相类似的大型往复柱塞式空气压缩机中曲轴采用滑动轴承，其大大减轻了该结构的体积。因此本文在已知隔膜泵曲轴应力和应变规律，并确定曲轴所受应力和应变最大的工作位置的情况下[1]，通过计算确定支承曲轴滑动轴承轴瓦的尺寸、材料、配合间隙，然后利用有限元分析软件HyperMesh和Workbench对轴与轴瓦在应力和应变最大位置进行接触静力分析，确定了曲轴上轴承代换的可行性。

此处应给出所设计轴承的工作示意图，即描述其工作位置、尺寸。

如图1所示为曲轴三维模型图。在图中：已知1为曲轴两个外侧支撑轴径,该段轴径直径d=560 mm、长度B=190 mm；2为曲轴两个内侧支撑轴径，该段轴径d=600 mm、长度B=190 mm；3为曲轴曲柄轴径，其受到最大载荷为F=1.267×106 N.曲轴转速为n=43 r/min[1]。

图1 曲轴三维模型

1滑动轴承轴瓦的确定

本文曲轴主轴承采用剖分式轴承，根据曲轴结构尺寸设计隔膜泵曲轴两个内侧支撑轴承直径d=600mm、宽度B=190 mm，外侧两支撑轴承直径d=560mm、宽度B=190 mm，且曲轴轴柄受到最大载荷为F=1.267×106 N，转速n=43 r/min.

1.1 轴瓦材料的确定

轴瓦材料选用锌基轴承合金ZA303，它相比其它常用的轴承合金具有以下优点：

（1）摩擦系数较小，导热率较高，使用寿命为锡青铜的2~3倍，适用于中低速重载场合；

（2）铸造性能好，铸件致密，可铸成壁厚2.5 mm的铸件；

（3）具有高强度、高韧性及良好的低温性能，克服了ZA27合金的低温脆性；

（4）重量轻，比铜轻40%，易于安装；

（5）成本低，比锡青铜降低成本40%以上；

（6）具有无磁性、无火花性能[2]。

1.2 不完全液体润滑轴承的设计计算

不完全液体润滑轴承主要失效形式是磨粒磨损和黏着磨损和疲劳破坏。其设计计算准则是：维护边界膜不破坏，尽量减少轴承材料的磨损。下面采用简化的条件性计算方法校核所选材料是否满足要求：为防止过度的磨粒磨损而限制平均压强Pm；为防止轴承温升过高易发生胶合而限制Pmv值；此外，还应限制速度v.

轴瓦所选材料为锌基合金ZA303，其许用值如表1所示。

表1 锌基合金ZA303许用值表

（1）限制平均压强Pm

式中,F为轴承径向载荷（N）；B，d为分别为轴承宽度和轴颈直径（mm）；[p]为轴承许用压强（MPa）。

（2）限制值Pmv

式中，n为轴颈转速（r/min）；[Pmv]为轴承材料许用值（MPa.m/s）；d为轴承的直径。

（3）限制滑动速度v

式中，[v]为轴承材料的许用滑动速度（m/s）。

经计算被限制的Pm、Pmv、v都在锌基合金许用值范围之内。

1.3 轴与轴瓦间隙的确定

轴与轴瓦的接触属于轴线平行的两圆柱内接触。设轴与轴瓦的间隙为φ，则若轴半径为R1，那么轴瓦的内径（半径）R2=R1+φ/2；轴材料的弹性模量和泊松比分别为E1=2.1e5MPa，μ1=0.3；轴瓦材料的弹性模量和泊松比分别为E2=0.75e5MPa，μ2=0.3.由两圆柱内接触赫兹公式可得出间隙φ的范围。

由此计算出滑动轴承间隙φ＜0.87 mm.由机械手册[3]可知本例中轴与轴承配合的最最小间隙为0.56 mm，最大间隙为0.64mm，平均间隙0.60 mm.因此可知本文中经赫兹接触应力所得间隙值满足配合要求，本文选则间隙φ=0.6 mm.

2曲轴与滑动轴承的接触静力分析

由于曲轴结构复杂，本文用有限元软件Hyper-Mesh对曲轴和轴瓦进行网格划分，然后再导入Workbench，利用Workbench对曲轴和轴瓦进行有限元接触应力分析。

2.1 定义材料属性

曲轴材料为35crMo或42crMoE，弹性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，屈服极限390 MPa.轴承为锌基合金ZA303，弹性模量E=75 GPa，泊松比μ=0.3，屈服极限25 MPa.

2.2 网格划分

网格划分时，选用HEX8实体六面体单元，定义网格尺寸为20 mm.把曲轴和轴承的接触区域进行较细划分，网格尺寸未0.2 mm.曲轴网格划分结果如图2所示。

图2 曲轴和轴瓦网格划分

2.3 导入Workbench并定义接触面

将划分好网格的有限元模型导入Workbench中，定义曲轴为目标面，轴瓦为接触面，选择线接触，接触类型为摩擦接触，摩擦系数选0.15.选择增广的拉格朗日法进行求解。

2.4 施加载荷并求解

实际运动中，连杆大端轴瓦与连杆紧配合，曲轴支撑轴瓦与轴承座紧配合，因此对连杆大端轴瓦的外表面保留绕旋转轴的自由度，约束掉其他五个自由度，对支撑轴瓦的外表面施加固定约束。对曲轴联轴器端端面施加固定约束。对曲柄3处施加连杆力，施加方法为：将力均匀铺在曲柄受力面上，载荷大小为工况8下的载荷，各曲柄垂直压力方向受力如表2所示；水平方向当垂直方向受力时，其受力为1.21 ×106 N，当垂直方向受力为0时，其受力也为0[1]。

表2 各个曲柄在工况8下垂直方向受力

边界条件定义完成后，选择求解选项，本节中选择输出装配体应力、装配体总位移，接触面和目标面的接触应力，定义完成后求解。

2.5 运算结果分析

曲轴和轴瓦的等效应力和位移如图2和图3所示，由图3可知装配体最大应力为71.35 MPa，发生在曲柄与曲拐连接处和曲柄与主轴颈连接处，满足轴的强度要求。

图3 装配体的等效应力云图

曲轴与轴瓦的接触比压如图4所示：最大接触应力为22.26 MPa，主要集中在轴与轴瓦接触处。两侧轴瓦受力面比压非均匀分布，分析原因是由于轴与轴瓦产生微小位移，导致接触面受力不均引起的。

图4 曲轴与轴瓦的接触应力

由分析可知：曲轴和轴瓦上所受到的最大接触应力为22.26 MPa，小于轴瓦材料的屈服极限25 MPa，其满足轴瓦材料性能要求。因此认为曲轴支撑轴承用滑动轴承代替滚动轴承具有可行性。

3结束语

本文在已知曲轴尺寸及曲轴所受应力和应变规律的情况下，按照曲轴所受最大负载位置作为计算条件，设计计算了曲轴支承滑动轴承的轴瓦尺寸和间隙等尺寸，利用有限元分析软件HyperMesh、Workbench对曲轴和滑动轴承进行接触应力分析，最终证明了曲轴轴承用滑动轴承代替滚动轴承的可行性。

[1]吉利，赵小飞.隔膜泵动力端虚拟样机研究[J].机械工程与自动化，2015（2）：64-66.

[2]崔怀旭，李德成，苏冰.ZA303高强韧耐磨合金回转窑托轮瓦研究及应用[J].水泥工程，2005（3）：55-56.

[3]成大先.机械设计手册—轴承[M].北京：化学工业出版社，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

赵小飞（1985-），男，山西沁源人，硕士，助教，研究方向：产品建模、定制、仿真与分析。