差導致渦輪增壓器軸向載荷的形成。軸向力在一定程度上會影響其壽命、性能和整個系統(tǒng)的可靠性[1]。增壓器軸向力由壓氣機端軸向氣動力與渦輪端軸向氣動力兩部分組成,其承載部件是止推軸承[2]。由于增壓器的結(jié)構特性和工作環(huán)境因素影響,直接測量渦輪增壓器的軸向推力比較困難,或者即使直接測試也無法反映渦輪軸向力的真實情況[3-4]。增壓器軸向力計算方法參考文獻[5]。關于增壓器工作過程軸向力的研究中,Lee等[6]提出了渦輪增壓器在工作過程中的軸向力預測方法,預測結(jié)果能

載渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸向載荷的唯一零件［3-5］，需要準確的軸向載荷譜來指導其設計［6］。車輛用渦輪增壓器的壓氣機和渦輪葉輪是相互背向布置的，葉輪兩側(cè)的軸向作用力可以抵消一部分，這雖然減小了止推軸承所承受的載荷，但是這個載荷仍然是止推軸承設計不可缺少的依據(jù)之一［7］。確定增壓器運行過程中轉(zhuǎn)子的軸向力值是增壓器止推軸承設計中的關鍵環(huán)節(jié)，是優(yōu)化設計計算的輸入?yún)?shù)。目前計算增壓器軸向力的方法有很多種［8-9］，且不同計算方法的結(jié)果相差較大。Bruurs 等［10］對

洞試驗模型所受的軸向力、法向力、側(cè)向力、俯仰力矩、偏航力矩和滾轉(zhuǎn)力矩。應變天平的測量元件一般包括軸向力元件和五分量組合元件。軸向力元件是其中最復雜的結(jié)構，同時軸向力也是最難測準的載荷。在設計天平軸向力元件時，既要平衡天平剛度和靈敏度之間的矛盾，也要盡可能減小其他分量對軸向力的干擾[2]。在民用客機、小展弦比飛行器等具有大升阻比特性的飛行器風洞模型測力試驗中，天平受到的法向力與軸向力之比大于10，有些甚至達到了30。隨著天平法向力與軸向力之比增大，各分量的相

作為承受轉(zhuǎn)子系統(tǒng)軸向力的常用主軸軸承類型，其可靠性尤為重要。若角接觸球軸承所受軸向力(以下簡稱“軸向力”)過大，會造成軸承軸向過載、軸承腔溫度升高、接觸應力過高而影響軸承壽命等問題；若軸向力過小或換向，會增加軸承輕載打滑、滑蹭損傷或沖擊損傷等風險。因此，軸向力是發(fā)動機設計中的一個重要參數(shù)。在航空發(fā)動機研制階段，有必要對軸向力進行優(yōu)化設計，使得軸向力在合理的范圍內(nèi)，以確保軸承在規(guī)定壽命期內(nèi)安全可靠地工作。由于影響軸向力的因素較多，在發(fā)動機研制初期很難通過理論

承是指可同時承受軸向力和徑向力的軸承類型，角軸承所能承受的軸向載荷隨接觸角增大而增大，反之，適用于高速旋轉(zhuǎn)且徑向承載能力強的角軸承對應的接觸角越小?；诮墙佑|球軸承剛性較好、高速性好、成本低等優(yōu)點，高精度配對角接觸球軸承常用于機床主軸并且?guī)в蓄A載荷[1-3]。軸承有DB背對背布置、DF面對面布置、DT串聯(lián)布置三種不同的布置型式，另外也有可采用自由組配的萬能組配型軸承。在制造業(yè)中，隨著零件加工精度的提高，對機床的加工性能也提出了更高的要求[4]。其中，軸承的

單列角接觸球軸承軸向剛度在軸向載荷Fa作用下，單列角接觸球軸承的軸向位移如圖1所示，F(xiàn)a與軸向位移δa的關系為[1](1)圖1 角接觸球軸承軸向位移示意圖式中：Z為球數(shù)；Qn為單個球的法向接觸載荷；α為軸承實際接觸角；kn為載荷-位移系數(shù)，與軸承的材料和幾何尺寸有關。由(1)式可得軸向位移δa為(2)將軸向載荷對軸向位移求導可得軸向剛度Ka，即(3)將(2)式代入(3)式可得(4)2 組配角接觸球軸承軸向剛度DB組配型軸承預緊及位移如圖2所示，在預緊力F0

輪泵會產(chǎn)生較大的軸向力，通常需要設置軸向力自動平衡裝置。國內(nèi)外學者針對渦輪泵軸向力的理論分析進行了較為深入的研究工作[1～9]，同時對于軸向力的測試也提出了較苛刻的要求。在液體火箭發(fā)動機渦輪泵研制階段，必須對渦輪泵進行水力試驗，以確定泵的各項性能參數(shù)[10～14]，轉(zhuǎn)子軸向力即其中一項重要參數(shù)。轉(zhuǎn)子軸向力對于軸承的設計與選型、渦輪泵性能參數(shù)調(diào)整計算等方面具有重要影響，因此對于渦輪泵轉(zhuǎn)子軸向力的研究需要有精確的測量數(shù)據(jù)。軸向力可通過直接法或間接法測量得到。直

500)1 引言軸向力平衡與否對航空發(fā)動機軸承的使用壽命具有重要影響[1]。發(fā)動機壓力平衡系統(tǒng)提供合適的軸向載荷，以保證軸承在發(fā)動機工作包線內(nèi)的所有功率狀態(tài)不發(fā)生滑動損壞[2-3]。壓力平衡的任務，就是通過轉(zhuǎn)子軸向力計算、調(diào)整，使作用在滾珠軸承上的軸向力大小合適且不換向，而準確的軸向力計算方法是保證計算結(jié)果準確的關鍵因素。隨著計算機技術的發(fā)展，使得通過有限元數(shù)值分析開展軸向力計算成為可能[4]。但是由于航空發(fā)動機結(jié)構復雜，同時腔體流動無法準確掌握，目前只能

，也可承受一定的軸向載荷，但較小的軸向承載能力限制了深溝球軸承的應用[1]。為解決深溝球軸承軸向承載較小的問題，通過取消保持架結(jié)構，增加滾動體數(shù)量，形成密珠式深溝球軸承的方式，進而實現(xiàn)有效增強深溝球軸承的軸向承載能力。其模型示意如圖1所示。密珠式深溝球軸承具有以下優(yōu)點[2-3]：1）滾動體數(shù)量多，因此作用在每個滾動體上的載荷較小，使其承載能力增強；2）滾動體數(shù)目多，與滾道的接觸面積大，可以很好地減弱滾動體與滾道在外部載荷變化時所引起的振動、沖擊等對軸承的損

低壓渦輪轉(zhuǎn)子上的軸向力都很大，如果四個轉(zhuǎn)子都單獨通過止推軸承來承受軸向力，每個轉(zhuǎn)子不但需要多個軸承才能承擔，而且結(jié)構難實現(xiàn)、重量增加、軸承壽命減小，對發(fā)動機承力件強度也更苛刻，這些都是航空發(fā)動機設計中所不能接受的。2 基本方法和假設條件2.1 計算原理作用在轉(zhuǎn)子上的氣動軸向力，有流道軸向力和腔室軸向力兩部分。流道軸向力由氣流靜壓軸向力和氣流軸向速度產(chǎn)生的軸向力兩部分構成，腔室軸向力由空氣系統(tǒng)氣流靜壓或滑油腔各腔靜壓產(chǎn)生的軸向力構成。約定軸向力方向以順航向向

不同組配方式時的軸向剛度及預緊力，但討論僅局限于具有相同接觸角的軸承，對采用非等接觸角軸承進行組配時的預緊力及組配后的剛度尚無人探討，文中對此展開了分析。1 單列軸承單列角接觸球軸承軸向載荷與軸向位移的關系如圖1所示，在軸向載荷Fa作用下，軸承產(chǎn)生軸向位移δa，接觸角由初始接觸角α0變?yōu)棣粒?span id="j5i0abt0b" class="hl">軸向位移δa在球與溝道接觸法線方向上的位移分量δn為圖1 軸向載荷與軸向位移的關系δn=δasinα。(1)對于單個球，法向接觸載荷Qn與法向位移δn的關系為[2-4]

了一套攪拌摩擦焊軸向壓力檢測系統(tǒng)，通過對焊接過程中軸向壓力的動態(tài)檢測和分析，研究焊接工藝參數(shù)對軸向壓力的影響規(guī)律。1 試驗材料和方法試驗采用5A06-H112鋁合金試板進行焊接，試板尺寸300 mm×100 mm×6 mm。5A06-H112鋁合金材料主要成分如表1所示。表1 5A06鋁合金的化學成分%試驗設備選用FSW-LM2-1012型攪拌摩擦焊機，旋轉(zhuǎn)速度 0～2 500 r/min，焊接速度 0～2 000 mm/min，鋁合金最大焊接厚度12 m

8-18）“桿式軸向疊層橡膠鋼板減隔震裝置”，涉及的減隔震裝置包括軸向連接耳板、軸向連接內(nèi)鋼管、防護鋼筒和疊層橡膠鋼板。疊層橡膠鋼板共有2個，每個內(nèi)部設有軸向連接內(nèi)鋼管，軸向連接內(nèi)鋼管的一端與疊層橡膠鋼板的內(nèi)端面平齊，另一端設有軸向連接耳板；疊層橡膠鋼板由管狀多層鋼板和管狀多層膠板交替疊壓而成，其最外側(cè)為橡膠層，通過防護鋼筒將2個疊層橡膠鋼板的最外側(cè)橡膠層固定連接。該發(fā)明根據(jù)待減隔震設備的軸向自振周期，選擇不同厚度的橡膠層和鋼板層并交替粘結(jié)，能夠替代傳統(tǒng)彈

100028)多軸向與單軸向隨機激勵下結(jié)構動力學響應對比研究賀光宗1,2， 陳懷海2， 孫建勇3(1. 山東理工大學 交通與車輛工程學院, 山東 淄博 255049； 2. 南京航空航天大學 航空宇航學院, 南京 210016；3. 中國航空綜合技術研究所， 北京 100028)為了分析結(jié)構在多軸向與單軸向振動環(huán)境下疲勞失效行為存在的差異，從理論分析、數(shù)值仿真以及試驗研究三個方面，對典型結(jié)構開展了多軸向與單軸向隨機振動環(huán)境下動力學響應對比研究。研究結(jié)果表明

球軸承的接觸角、軸向力以及軸承剛度之間的關系問題，通過對軸承建立靜力平衡方程，對具有不同接觸角(其它參數(shù)相同)的軸承進行剛度研究。研究表明：在相同軸向力作用下，軸承自由接觸角越大，其軸向剛度越大，但軸向位移、徑向剛度以及剛度比值(徑向剛度/軸向剛度)都越來越??；在相同接觸角情況下，軸向力越大，其軸向位移、軸向剛度和徑向剛度都越來越大，但其剛度比值會越來越小。角接觸球軸承；接觸角；軸向力；剛度1 前言角接觸球軸承的剛度計算是一個典型的非線性問題，其剛度值隨軸

軸類件具有軋件沿軸向長度中心不對稱和一次軋制成形的特點。受到模具安裝芯軸長度的限制，許多長度較大的非對稱軸類件無法在現(xiàn)有的軋機設備上來滿足對稱軋制條件，所以不得不采用非對稱軋制［1－2］。楔橫軋非對稱軸類件的軋制原理是：在長度方向上楔形不對稱的上下模具同一個方向旋轉(zhuǎn)，從而帶動軋件做反方向旋轉(zhuǎn)，在模具不對稱孔型的作用下，發(fā)生軸向延伸和徑向壓縮的塑性變形，從而成形出各種形狀的非對稱軸類零部件［3］。與對稱軋制相比，由于楔形的不對稱，若選擇的工藝參數(shù)不能使局部軸

涉及一種鋼管軸向切割機。其技術方案是：安裝在平臺上平面的調(diào)速電機輸出軸設有銑刀，平臺下平面四角安裝的徑向滑塊套在各自對應的同側(cè)滑桿上，滑桿分別固定在軸向滑塊的兩側(cè)，軸向滑塊套在導軌上；通過軸向進給手輪經(jīng)螺紋傳動帶動軸向滑塊沿導軌滑動，實現(xiàn)銑刀沿鋼管的軸向運動；通過徑向進給手輪經(jīng)螺紋傳動帶動平臺沿滑桿滑動，實現(xiàn)銑刀沿鋼管的徑向運動；通過夾緊手輪調(diào)整活動夾緊塊將切割機固定在鋼管上。本發(fā)明的鋼管軸向切割機采用機械式切削方式，結(jié)構簡單，適用于鋪設裝電纜的鋼管及石油

壓端指向低壓端的軸向力。轉(zhuǎn)子在軸向力的作用下，將沿軸向力的方向產(chǎn)生軸向位移，轉(zhuǎn)子的軸向位移將使軸頸與軸瓦間產(chǎn)生相對運動，因此，有可能將軸瓦或軸頸拉傷，更嚴重的是，由于轉(zhuǎn)子位移，將導致轉(zhuǎn)子元件與定子元件的摩擦、碰撞乃至機器損壞。由于轉(zhuǎn)子軸向力有導致機件摩擦、磨損、碰撞乃至破壞機器的危害，因此應采取有效措施予以平衡和消除［1］。1 軸向力分析轉(zhuǎn)子在高速旋轉(zhuǎn)的工作過程中，葉輪兩側(cè)充滿著具有一定壓力的氣體介質(zhì)，如圖1 所示。圖1 葉輪兩側(cè)壓力分布圖Fig.1 Bo

游隙的控制是依靠軸向游隙來保證的，而國家標準僅規(guī)定了調(diào)心球軸承的原始徑向游隙范圍，因此依據(jù)調(diào)心球軸承本身特性，將其原始徑向游隙范圍轉(zhuǎn)化為原始軸向游隙范圍。在生產(chǎn)現(xiàn)場用X193，X194軸向游隙儀檢測調(diào)心球軸承軸向游隙時，由于軸承受到軸向載荷而產(chǎn)生軸向變形，因此儀表上顯示的軸向游隙值并不是實際原始軸向游隙，而是實際原始軸向游隙與軸向變形量之和。為方便生產(chǎn)現(xiàn)場直接采用X193，X194軸向游隙儀測量，將上述軸向變形量計入原始軸向游隙范圍，進而得到僅用于生產(chǎn)現(xiàn)場

空發(fā)動機滾珠軸承軸向載荷(工程中也稱轉(zhuǎn)子軸向力)是發(fā)動機結(jié)構設計中的一個重要指標。一般需采取各種措施保證作用在滾珠軸承上的軸向載荷在一定范圍內(nèi)，以使得轉(zhuǎn)子支承方案簡單，滾珠軸承有較長壽命。轉(zhuǎn)子軸向力過大，會造成滾珠軸向過載、軸承腔溫度上升等；轉(zhuǎn)子軸向力過小或反向，會造成滾珠軸承輕載打滑、滑蹭損傷和撞擊損傷等[1]。在現(xiàn)代航空發(fā)動機的設計和試驗階段，必須進行轉(zhuǎn)子軸向力的計算和測量。目前國內(nèi)外最主要、最常用的測量方法是通過彈性環(huán)直接測量。該方法通過在軸承旁安裝

］。目前有關刀具軸向的研究，主要致力于避免過切干涉問題的發(fā)生，但是刀具軸向對于切削誤差也有很大的影響［2-5］。關于刀具軸向控制的研究成果主要有，Lee［4］通過使用快速檢測的技術用于2D和3D曲面上，來判斷刀具與曲面的干涉，并進行刀具軸向修正。Lauwers［6-7］進行了刀具，零件以及機床夾具之間的碰撞研究，并對刀具軸向進行了規(guī)劃，來避免這些問題的發(fā)生。Hsueh［8］提出了自動控制刀具軸向的方法。Kiswanto［9］提出了基于曲面分割的方法來控制刀

骨科快訊應用單軸向螺釘行C1爆裂骨折后路切開復位固定的生物力學研究Jefferson骨折的治療通常采用制動、牽引等保守療法或C1～C2或O～C2融合術。保守治療通常需要應用支具，制動時間較長；而頸椎融合術則使頸椎的活動范圍（range of motion，ROM）降低。本研究介紹一種可以保留運動功能的新型外科手術方法（圖1），用于單純Jefferson骨折的復位固定，并運用生物力學方法探討其有效性。6具尸體頸椎標本制成Jefferson骨折模型，自后方置入