生热率主要参考资料

镀膜圆柱滚子轴承的热机耦合分析 轴承热机耦合分析指的是在分析轴承的热（温度场）、机械（应力场和位移场）问题 时，必须考虑其相互影响，进行热物理场和机械物理场的耦合研究。 轴承的温度解析是以建立的摩擦热计算模型和热传递模型为基础，轴承的摩擦 热和热传递的解析非常复杂表1:听用轴承材料的物理性能卷数材料温度化祁性模量ZMPa热导率(W/m/K)-热膨胀系数106（ C1）歆热系数泊松比202.07X10540.12001.92X10537.S5GC1-154001.75xlOJ34.511.5300.36001.53X10530.1T1N20S.POxlO5IP.259.3519.250.21SisN4203.20X10529.33.2200.26石墨烯20P.SOxlO553005.40.2SA1T1N203.10X1052905.60.3在结构分析中的载荷实例为：位移、力、压力、温度（热应变）和重力；在热分析中的载荷实例为：温度、热流、对流、内部生热率、热通量、无限表面等。通常将Dm X n值超过1.0X106mm/min的滚动轴承称为高速轴承。由于轴承 的高速运转，滚道、滚动体以及保持架在运动的过程中生成的摩擦发热量大，所 以将不同类型的轴承的dXn值（d为滚动轴承的内径，单位mm； n为轴承转 速，单位r/min）限定在某一范围内，如：圆柱滚子轴承为120000、深沟球轴承、 角接触球轴承和调心球轴承设定为 160000。由文献44可知高速圆柱滚子轴承内部的主要热源包括：(1) 滚动体和滚道间滑动摩擦生热耳命訂怙必;(2) 滚动体公转时产生的润滑拖动生热H旷凤 g厂巒 V(菊保持架和滚道引导面问的摩擦生热丹点二0.5D级叫-兮):(4)滚动体和保持架兜孔间的滑动摩擦耳戸=0.5.Q.；滚端面和滚逍描边Id动摩擦住热%=匂也-(0.衍-】；6)滚动体纯滚动的憔擦生热：润潸剂粘性阻丿J和密封装置滑动摩擦v对于本文所研究的轴承，内部的主要热源是滚子与滚道的滑动摩擦生热和纯滚 动摩擦生热，即接触区的摩擦和滚动阻力的共同作用。热量产生的主要部位是滚子 与外圈接触面、滚子-与内圈接触面。摩擦热量的确定 滚子轴承通常都设计成线接触或修正线接触，其接触面基本上是矩形的，在长 轴的端部，接触区则往往会成椭圆形。此时，接触面上主要的滑动摩擦力基本平 行于滚动方向其主要由表面变形引起。工作中的滚动轴承的摩擦引起温度上升， 并可用阻力矩来衡量。对于中重载荷下的球和滚子轴承，摩擦产生的主要原因是 滚动体和滚道接触变形区内的滑动。因此，轴承发热量主要由轴承的摩擦力矩引 起。考虑到轴承类型、结构、尺寸、匸作条件，川按F式近似廿算轴承的摩擦力矩-M = 皿壬(3-1)式中迪轴承的摩擦系数*可由表,2选取：d轴承内F轴承所受负荷，对于向心轴承是径向负荷，对丁推力轴承是轴向负荷。摩擦力矩的较淮确的廿算:轴承的总摩擦力矩由两项组成，即M = M0 + 肱(3-2)式中Mo一与轴承类型、转速和润滑油性质有关的力矩(N mm):叫与轴承所承受载荷有关的摩擦力矩1、岖的廿算;表示润滑剂的流体动力损耗，可按下式计算：在 vn2000 时:陆,=10-/0严氏(3-3)在 vn2000 时：M0=6OxW7fQDl(3-4)式中%轴承的平均直径(mm)；A与轴承类型、润滑方式有关的系数，本文中fa=3;轴承的转速(t7mm)：v匚况卜M汕潸剂运动粘度(:二、胚的讨算:皿1反映了关于弹性滞后、局部差动滑动的摩擦损耗，可按卜-此计坤：施 1 =住%(3-5)式屮久与轴承类型、利所受负荷仃关的系数*可从表3选.取:R确迢轴承摩擦J矩的计算负荷N人3-3恻柱滾子轴承的和片的计算式滚子轴承类型取列向心球血滚子轴施1.2rFa推力短圆柱滚子轴承0.0018Fa向心如圜林滿装滚子0.00045Fr摩擦功率为:Hf = 1.(M7x10_4mM(3-6)式屮n )轴承转速(n/min):M为摩擦力矩n - mm ):确立了由摩擦引起的生热率人小后，就可利用传热知识分析确定轴承中的温度 分布。根据以上公式计算，当=8000r/mm时，单个滚子的发热率为84.15w. 在具有不同温度的物质之间，有三种基本的传热模式：固体内的热传导，固体与运动的流体(或表面上是静止的液体)之间的热对流，以及两个由空间相互分开 的物质之间的热辐射。虽然还有其他形式的传热模式存在，如对气体热辐射与液 体内的热传导，但对大多数轴承的应用来说，它们的影响很小，常常可忽略不计。 由于滚动轴承是由几个部分组合在一起的不连续结构，经典的分析传热的方法 不能用来求解系统温度。经典的方法是用微分方程来描述系统并求解这些方程。另一方面，则必须用有限差分法来获得数值解。为了将有限差分法应用在稳态传热上，需要在分析系统中选择一些节点。在每个节点上流入的热流量应等于流出 的热流量。如图 3-5。为了简化计算，对模型进行一下假设：(1) 假定伸出轴承箱外的轴为环境温度，即T1与环境A的温度相同:(2) 假迢6个温度讥口ST7)足以描述系统;内圈滚道为一个温度；(4)外圈滚道为一个温度;轴承箱关轴的屮心线是对称的,这样不必考虑周向的传热;2 150C3 243. GCI 126. 3CAT5J .i_T7297. 9C一 .? T3对于图3-5所示的轴承不同位置的节点之间的传热关系如表齐4,在表中列出各 个温度节点之闻的传热关系和传热过程中所用的公式。其屮扛为坏境温度，温度节 点1和A Z间是热传导的关系并可通过公式(吳7)计算，蔑他温度节点关系见表3-4. 利用表34和图3-5 nJ以建立起一组六阶非线性方程组。未知量为T2到T肌 利用 Newton-Raphson 可求的方程组的解。最后得出的温度值标在图3-6屮适当的位置I,表3-4传热关系温度节点A（环境）1234561隹导（3-丁）隹导3-琦2传导(3-8)传导(3-8)3喪导3)工热传导(3-8)4 传导(3-8)传导(3-8)5 传导(3-8)生热6 祐导(3-7)以I 介绍的分析方袪不能获得非常耕确的解,它只是在一疋的蒂度范IBI内近似地估算轴承工作温度水平。-般的*温度节点越多，则分析帖兴越粘:确普通 NU306E 与镀膜 NU306E 温度场的分析在热机耦合分析中.建立接触对时需要输入一个参数即接触热导系数CThemial Conta ct C onductance) +接触热导是以确定在固体之间的接触温度分布的一个重要导 热参数。接触热导的数值约等于接触热阻的倒数切。所以*接触热导可以通过求解 接触热阻而求出。运用式(3-13)46计算固体与固体接触热阻。尽=咅(3-13)其中：仏 九、対分别为接触面材料和间隙物质的导热系数：其中舍为空气的 导热系数*取s曲s岛、為、虬为待定系数*是由接触面实际的状况来决定，根据该参考文献中给 模梨对接触热阳进ij-LI =0.152, gg 层=0.696。弘为接触表面的轮廓算术平均偏差，即一般使用的粗糙度数值。在滚动轴承中， 轴承滚动体和套圈接触表面经光整加工后粗糙度值一般在0 05 H m左右日按照式 (3-13)和表1-2材料的物理性能计算出接触热阻结果如表3-5所示。在定义接触属性时，两个接触的表面的传热系数取两接触体热传导率的平均值， 即：滚子与套圈之间的表面传热系数为25W/m/K轴承散热系数(Film coefficient) 指单位时间内，单位面积向周围散发的热量。选取散热系数的依据是，对于轻型结 构轴承或通凤条件差时：60W/m2-C:对丁-中型结构轴承或通凤条件一般时： 80 W/ m2oC：对車电结构轴承或良好的冷-却条件时:150W/m2oCfl轴承的热源可以以热流率、热流密度、生热率三种形式加载到有限元模型上。 热流率：作为节点集中载荷，主要用于线单元模型中。如果输入的值为正，代 表热流流入节点，但是温度与热流率同时施加在一节点上则 ANSYS 读取温度 值进行计算。热流密度(W/m2 ):是通过单位面积的热流率，作为面载荷施加在实体的外表面 或表面相应单元上。热流密度适用于实体和壳单元。生热率(W/m3 )：作为体载荷施加在单元上，可以模拟化学反应生热或电流生热, 单位是单位体积的热流率。