شکل ۱-۴ جابجایی­ها بر حسب پیش­بار محوری[۱۸]
شکل ۱-۵ نیروی محوری بر حسب پیش­بار محوری[۱۸]
شکل ۱-۶ عمر خستگی یاتاقان بر حسب پیش بار محوری[۱۸]
سرنگی و همکاران [۱۹] به محاسبه مشخصه‌ های میرایی و سختی یاتاقان‌های توپی روغن کاری شده پرداخته‌اند. در این تحقیق اثر زبری سطح در نظر گرفته شده‌اند. یک تحلیل عددی برای محاسبه‌ی مشخصه‌ های میرایی و سختی با فرض حالت تماس نقطه‌ای روغن کاری شده انجام گرفته است. همچنین شرایط مسئله به صورت هم دما و الاستوهیدرودینامیک در نظر گرفته شده است. تغییرات ویسکوزیته با فشار نیز در حل مسئله منظور شده است. بر اساس تکنیک حداقل مربعات منحنی برازش و با بهره گرفتن از داده‌های مختلفی که بصورت عددی تخمین زده شده‌اند، یک فرمولاسیون تجربی استخراج شده است. این ماتریس‌های میرایی و سختی کلی مربوط به یاتاقان‌های توپی برای یک توزیع بارگذاری صحیح بدست آورده شده‌اند. بر این اساس در این مقاله مطالعه‌ای جامع روی رفتار دینامیکی یک سیستم روتور-یاتاقانی برای یک یاتاقان توپی تماس خشک، یک یاتاقان توپی تماس روغن کاری شده و یک یاتاقان گرد انجام شده است.

( اینجا فقط تکه ای از متن فایل پایان نامه درج شده است. برای خرید متن کامل پایان نامه با فرمت ورد می توانید به سایت feko.ir مراجعه نمایید و کلمه کلیدی مورد نظرتان را جستجو نمایید. )

چانگ کینگ بای و همکاران[۲۰] اثرات پیش بار محوری یاتاقان توپی روی مشخصه‌ های دینامیکی یک سیستم روتور-یاتاقان را مورد بررسی قرار داده‌اند. که یاتاقان‌ها از نوع تماس زاویه‌ای می‌باشد و تکیه‌گاه روتورهای انعطاف پذیر می‌باشند. یک مدل دینامیکی از یاتاقان توپی برای مدل کردن یک سیستم یاتاقان-روتور با پنج درجه آزادی، توسعه داده شده است. نتایج پیش بینی شده تطابق خوبی با اطلاعات آزمایشگاهی دارند. تئوری فلوکوئت[۳۵] با و بدون در نظر گرفتن نیروهای نامتوازن بکارگرفته شده است. تا پایداری و کمانش از نوع دو شاخگی سیستم تناوبی را مورد بررسی قرار داد. همچنین به کمک نقشه‌های پوینکر[۳۶] و پاسخ فرکانسی، حرکت ناپایدار سیستم با جزئیات کامل تحلیل شده است. نتایج بدست آمده در این تحقیق نشان می‌دهد که اثرات پیش بار محوری اعمال شده به یاتاقان‌های توپی روی مشخصه‌ های دینامیکی سیستم، مهم و قابل اهمیت است. بنابراین حل تناوبی ناپایدار برای یک سیستم یاتاقان-روتور، هنگامی که پیش بار محوری اعمال شده کافی می‌باشد، می تواند فراهم شود.
در شکل (۷-۱) نمودار کمانش از نوع دو شاخگی برای سیستم روتور بالانس نشده را بر حسب سرعت دورانی­های مختلف ارائه کرده اشت. در حالی که نیروهای Fx­=Fy=100N و Fz=50N فرض شده است.
شکل ۱-۷ کمانش از نوع دو شاخگی برای سیستم روتور بالانس نشده بر حسب سرعت دورانی­های مختلف با فرض نیروهای Fx¬=Fy=100N و Fz=50N
در شکل (۸-۱) نیز به ترتیب گردش، نقشه­ی پوینکر و پاسخ فرکانسی برای جابجایی شعاعی سیستم روتور-یاتاقان توپی را برای سرعت­ دورانی بالا و اعمال نیروهای Fx¬=Fy=100N و Fz=50N نشان داده شده است.
شکل ۱-۸ گردش، فقشه پوینکر و پاسخ فرکانسی برای جابجایی شعاعی با فرض Fx¬=Fy=100N و Fz=50N
یی گو و پارکر[۲۱] در مقاله خود به محاسبه ماتریس سختی رولر بیرینگ‌ها با بهره گرفتن از مدل- مکانیک تماسی/ المان محدود پرداخته‌اند. مدل‌های تئوری مربوط به یاتاقان‌ها در تخمین سختی‌های خود با هم فرق دارند به این دلیل که فرضیات آن‌ها با هم متفاوت است. در این تحقیق روی بدست آوردن سختی یاتاقان دقیق برای بازه گسترده‌ای از انواع یاتاقان‌ها و پارامترهای مؤثر، تمرکز شده است. یک انتگرال سطح ترکیبی و همچنین روش المان محدود استفاده شده تا مکانیک تماس میان المان‌های غلتکی بررسی و حل شود. این مدل مشخصه‌ های وابسته به زمان برای تماس یاتاقان را که منجر به حرکت چرخشی المان‌های غلتکی می شود را بکار می‌گیرد. یک روش عددی در این تحقیق توسعه داده شده است تا ماتریس سختی بیرینگ کامل مربوط به مختصات‌های دو شعاعی، تک محوری و دو زاویه‌ای تعیین شوند. همچنین در طراحی این مدل دوران حول محور شفت آزاد می‌باشد. این روش تعیین سختی که اعمال شده است تطابق خوبی با نتایج تجربی موجود در منابع و مقالات موجود دارد. همچنین مقایسه‌ی آن‌ها با نتایج موجود تحلیلی نیز نشان از درستی نتایج بدست آمده دارد.
در شکل­های (۱-۹) و (۱-۱۰) به ترتیب سختی یاتاقان شعاعی بر حسب بار شعاعی و سختی محوری بر حسب بار محوری نمایش داده شده است.
شکل ۱-۹ تغییرات سختی یاتاقان شعاعی بر حسب بار شعاعی برای چهار مدل مختلف
شکل ۱-۱۰ تغییرات سختی محوری بر حسب بار محوری برای دو یاتاقان مختلف
پترسون و همکاران [۲۲] در مقاله‌ای که ارائه کرده‌اند به تهلیل تغییرات سختی یاتاقان، نیروهای تماس و ارتعاشات در یاتاقان‌های غلتشی دو ردیفه که بصورت شعاعی بارگذاری شده‌اند پرداخته‌اند، همچنین وجود نقص در شیارهای یاتاقان نیز در نظر گرفته شده است. آنها روشی برای تحلیل و محاسبه‌ی توزیع بارگذاری شبه استاتیکی و تغییرات سختی برای مسئله موردنظر ارائه کرده‌اند که در آن تغییرات عمق؛ طول و زبری سطح که روی نقص شیارها موثر است هم در نظر گرفته شده‌اند. وقتی توپی‌ها، نقص را عبور می‌دهند و همه یا قسمتی از ظرفیت تحمل بار خود را از دست می‌دهند، آنگاه بار اعمال شده میان توپی‌های بارگذاری شده باز توزیع می‌شود. سختی یاتاقان معیوب به طور تناوب در فضای توپی تغییر می‌کند و با یاتاقان‌های سالمی که توپی‌های آن با نقص چیده شده‌اند، فرق می‌کند. در این نمونه، سختی در جهت بارگذاری شده کاهش می‌یابد و جهت بارگذاری نشده افزایش می‌یابد و تفاوت در سختی یاتاقان منجر به نقصی می‌شود که تحریکات پارامتریک در مجموعه یاتاقان ایجاد می‌کند. مشخصه کیفیت پاسخ ارتعاشی با مشخصه‌ی تغییرات سختی همراه خواهد شد. تغییرات سختی سریع، یک نقص بصورت تکان خوردن ایجاد می‌کند. تغییرات سختی آهسته‌تر منجر به ویژگی‌های موجی با طول موج بزرگتر در یک محصولی که ورقه ورقه شدن در آن گسترش پیدا کرده است می‌شود، که این محصول از نوع تحریک فرکانسی پایین می‌باشد و نتیجه آن تولید مولفه‌های ناقصی در سرعت می‌باشد.

شکل ۱-۱۱ تغییرات عمق نقص، نیروهای تماسی در جهت x و y برحسب موقعیت توپی
شکل ۱-۱۲ مقایسه میان تغییرات فرکانس با شتاب یاتاقان­های توپی حاصل از مدل سازی و اندازه ­گیری
سینق و همکاران [۲۳] در مقاله‌ای که ارائه کرده‌اند، به تحلیل نیروهای تماسی و پاسخ‌های ارتعاشی مربوط به یاتاقان‌های غلتشی معیوب پرداخته‌اند. برای این منظور از یک روش آلمان محدود دینامیکی صریح استفاده شده است. این کار توسط نرم افزار آلمان محدود LS-DYNA انجام شده است. با تحلیل عددی انجام گرفته، نیروهای تماسی دینامیکی میان المان‌های غلتشی و شیارهای یاتاقان که عملا اندازه‌گیری نشده و در کارهای گذشته نیز گزارش نشده‌اند، در این مقاله ارائه شده است. چندین رویداد همراه با حرکت المان‌های غلتشی در امتداد نقص شیار خارجی، تخمین زده شده‌اند و مکانیزم تولید نیروی ضربه‌ای هم تشریح شده‌اند. همچنین معلوم شد که نقش دار شدن مجدد آلمان‌های غلتشی که نزدیک انتهای یک نقص شیار اتفاق می‌افتد باعث ایجاد یک سلسله از نیروهای ضربه‌ای چندگانه که دوره‌ی کوتاهی نیز دارند، می‌شوند. نتایج مدل‌سازی نشان می‌دهد که نیروهای تماسی و شتاب‌های ایجاد شده در هنگام خروج المان‌های غلتشی که نقص را پشت‌سر گذاشته‌اند، در مقایسه با هنگامی که آنها ضربه به سطح معیوب وارد می‌کنند، خیلی بزرگتر خواهد بود.
فصل دوم
بررسی سختی، تغییر شکل و تغییرات زاویه­ای بلبرینگهای ساده و بشکه ای
۲-۱- بلبرینگ های ساده
بار تکیه گاهی بلبرینگ توسط المانهای غلطشی از حلقه داخلی به حلقه خارجی یا برعکس منتقل می شود. اندازه طرح، مقدار بار منتقل شده و سختی به هندسه داخلی بلبرینگ بستگی دارد. تحلیل اعتبارسنجی توزیع بار و سختی باید با در نظر گرفتن جملات غیر خطی بار و تماس بین بار و تغییر شکل مماسی باشد. برای تحلیل و محاسبات بلبرینگ مدلهای مختلفی به کار می روند.
۲-۲- مدل بار- تغییر شکل بلبرینگ ساده
به منظور بدست آوردن تمام خصوصیات بلبرینگ نظیر بار، سختی، تغییر شکل استاتیک و تغییر زاویه تماس باید مجموعه ای از معادلات تعادل غیر خطی حل شوند. حل این معادلات نیازمند شناخت کافی هندسه داخلی بلبرینگ است.
۲-۲-۱- پارامترهای سطح تماس
مدل تماسی هرتز تماس دو سطح انحنا دار را به ­طور کامل حل می­ کند]۱-۵[ (شکل ۲-۱). برای حل و بدست آوردن فشار تماسی و تماس دو جسم شعاعهای انحناء دو جسم ( نقش بسیار مهمی را ایفا می­ کنند. بلبرینگ همیشه با صفحه اصلی انحناء سازگار است( شکل ۲-۲).
شکل ۲-۱ هندسه اجسام در حال تماس با یکدیگر]۴[
شکل ۲-۲ هندسه بلبرینگ ساده]۵[
در صورت مشاهده مقطع یک بلبرینگ ساده، ملاحظه می­ شود که شعاع انحناء یک ساچمه خیلی کوچکتر از شعاع انحناء پروفایل بدنه است پس ساچمه و قفسه فقط در یک نقطه با هم تماس خواهند داشت. این نوع تماس در تمام بلبرینگهای ساچمه­ای وجود خواهد داشت.
با فرض اینکه هر دو جسم که دارای یک نقطه تماس هستند دارای خط اثر بار و صفحه مماسی مشترک یکسان باشند تماس بین ساچمه و قفسه بلبرینگهای ساده با تماس زاویه­ای با پارامترهای زیر معین می شود:

    • مجموع شعاعهای انحناء
(۲-۱ )  
    • اختلاف انحناءها
موضوعات: بدون موضوع  لینک ثابت


فرم در حال بارگذاری ...