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悬臂式搅拌轴轴承间距的优化设计 浙江工学院三0j,/一7,z 奉文通过对悬臂式样搅轴偏摆量的分折推导出使偏摆赶减至最小增加轴运转稳定性的最生轴爨间距比的表选 式为: 乎一 这里有与轴承径向间隙比s/d有关的常数,为轴支承结构的优化设计提供了计算依据 关键词悬臂式搅拌轴.最信轴承间距此,优化设计 悬臂式支承是搅拌设备中最常见的轴支承 结掏,如图1所示.即搅拌轴依靠机座内的一对 轴承来支承,搅拌轴悬伸在罐内工作.为了保证 长悬臂的稳定性,一般认为悬臂长度应满足以 下二个经验公式】: j≤(4~5)a(1) j≤(40~50)d(2) 式中:f——悬臂长度 4——轴承间距 d——轴径 图1 实际上,受搅拌设备生产能力和搅拌罐结 构的限制,搅拌轴悬臂长度往往是确定的,面 台理布置轴承间距,可以使轴悬臂段的偏摆量 减至最小,起到增加轴的稳定性和改善传动机 构工作性能的作用,因此有必要对搅拌轴的轴 承间距作优化设计. 图2为立式悬臂搅拌轴的计算图,图上有 两个轴承,上轴承承受轴向力和径向力,下轴承 只承受径向力.假设 (1)搅拌器的支架是刚性的, (2)轴承是刚性的,其径向间隙为s. (3)忽略剪切引起的挠度. 那么,悬臂轴端点的偏摆量取决于轴承摆动的 径向间隙和轴的弹性变形量. 由轴承径向间隙引起的轴端偏摆量为: 詈(号 由弹性变形产生的轴端偏摆量为: 2 –希(+j) 式中:E——轴的弹性模量 E=2.0×1O.N/m 图2 — 23一 ～ J一轴惯性矩J:箐 Fr一搅拌桨受到的径向力,为流体动 力形成的径向力与搅拌器重量偏 移产生的离心力之和. 总偏摆量为: |=|l+|i = 号+)+等c.+J) 对上式微分可得 ,,=一告+等 令上式等于零,便可得到使,值为最小的 最佳轴承间距表达式: 等l(3) 式中;a——轴承最佳间距 因为=—F.1 式中;-——处轴外缘弯曲应力 —— 处圆轴抗弯截面模量 VI:卫 3Z 将上式代入式(3)便得 = 浮=√ 由此得到t 孚==1732(一J :Aa一’(4) 式(4)即为最佳轴承间距比的表达式,其中 是与轴承径向间隙和轴径比有关的常数 表(1),(2)列出了单列向心球轴承和可互 换圆柱孔单列向心短圆柱滚子轴承各扭别的 值和的表达式 表(3)为弯曲应力与最佳轴承间距比 P一的对应关系. 从逮些表中可以得出关于最佳轴承间距计 算的几点看法: (1)对于不同类型的轴承,系数的变化规 律不一样,如单列向心球轴承的值基本上不 变,单列向心短圆柱滚子轴承的值与d皇幂 函数关系同一类型不同组别的轴承,值也有 较大的差异,因此选用不同组剐或不同类型的 轴承时,—孕值会有较大的变化,要具体问题 具体分析. (2)当弯曲应力增大时,—!争就随之减 小;反之剜增大这表明:当计算轴径d有较大裕 量时,可取较大值;对于作过动平衡校验 的搅拌器,孚亦可取较大值;在转速较高或 表l单捌向心球轴承的A值’钉 蛆剐直径d O组3组,垂组 (mm) 一(m)一()皿(址) 602387.153646.476l55.3l 8030∞.546148.f37161.B0 1003632.885841.718l砷.20 1204102.016640.f120448.47 1∞5331.629141.8113049.37 2007132.68117虹.891∞49.44 2509032.86145舡.7119549.37 2舯10032.他160缸.402l548.992220539.2181548.6o 32.8341.毒..8D 一 24— 表2可互换圆柱孔单列向心短圆柱滚子轴承的A值 直径d组别 O组3组4组 ram) 一(m)～(m) 807051.2310061.23]2067.08 】909o51.9611558.7313563.64 120]O050.0J3057.0l15061.23 1601弱48.411B555.6219560.46 20j15.47.43154.0823058.734723059.5327557.44 0l521545.2528051.6433556.481634950.5041558.79 4表达式A一8415d01A=100.4d-.?”A一104.7d0t 表3d;80mm,选用辅助组4单判向心球轴承作支承时与对应关系 6(kfg/~m一{2050l0o2o04oO600 a./dl11.547.305.163.652.682.10 工况恶劣时(如有进出口流动,经常在固体沉淀 中启动等)都会产生较大的值,孚一应取较u 小值. 由式(4)确定..值后,还应检验其工作转 速是否远离其临界转速,即是否符合避振条件, 若不符合.则要作适当改动