基于Romax的雙列調(diào)心滾子軸承接觸特性分析

劉方正 王燕霜* 王加祥 王高峰 范雨晴 鄭廣會 袁錫銘 李劍鋒 王黎明

（1.齊魯工業(yè)大學(xué)（山東省科學(xué)院），濟(jì)南 250353；2.洛陽軸研科技有限公司，洛陽 471039；3.山東金帝精密機(jī)械科技股份有限公司，聊城 252035；4.山東大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，濟(jì)南 250061）

隨著傳統(tǒng)能源的日益枯竭和環(huán)境污染的愈發(fā)嚴(yán)重，尋找一種清潔、可再生能源成為社會可持續(xù)發(fā)展的重中之重。風(fēng)力發(fā)電因其環(huán)保、發(fā)電效率高的特點(diǎn)受到了人們的關(guān)注[1-2]。軸承作為風(fēng)電設(shè)備最關(guān)鍵的基礎(chǔ)部件，在整個風(fēng)機(jī)傳動鏈中有著舉足輕重的作用[3]。風(fēng)電機(jī)組軸承包括偏航、變槳以及主軸3大類軸承，其中主軸軸承的性能直接影響風(fēng)機(jī)的壽命與可靠性[4]。常用的主軸軸承類型有雙列調(diào)心滾子軸承和圓錐滾子軸承等。風(fēng)機(jī)工況復(fù)雜，軸承受載難以確定。有數(shù)據(jù)表明，軸承疲勞失效是造成風(fēng)電機(jī)組停機(jī)的主要原因。目前，已有很多學(xué)者對風(fēng)電主軸軸承進(jìn)行了研究。針對雙列調(diào)心滾子軸承在服役期間出現(xiàn)的偏載問題，褚景春等人發(fā)現(xiàn)改變兩列滾道的接觸角設(shè)計(jì)非對稱軸承，可有效緩解偏載現(xiàn)象[5]。楊家鵬等人研究了調(diào)心滾子軸承的滾子直徑誤差對軸承疲勞壽命的影響規(guī)律，結(jié)果表明軸承壽命隨滾子直徑誤差的絕對值增大而減小[6]。李貴方等人通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證發(fā)現(xiàn)，過大的軸向力會導(dǎo)致嚴(yán)重的偏載現(xiàn)象，進(jìn)而造成軸承單列滾道發(fā)生早期疲勞剝落[7]。鄧四二等人基于軸承動力學(xué)理論，建立雙列調(diào)心滾子軸承的動力學(xué)模型來研究不同幾何結(jié)構(gòu)、工況參數(shù)對軸承摩擦力矩的影響規(guī)律[8]。

本文基于Romax分析軟件，針對某大型雙列調(diào)心滾子軸承的受載狀況，分析軸承內(nèi)部載荷、應(yīng)力及油膜厚度的分布狀態(tài)。研究結(jié)果可為軸承參數(shù)設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供技術(shù)指導(dǎo)。

1 雙列調(diào)心滾子軸承Romax模型的建立

1.1 某大型雙列調(diào)心滾子軸承特性參數(shù)

雙列調(diào)心滾子軸承部件主要有兩列球面滾子、軸承內(nèi)圈、軸承外圈以及保持架。作為風(fēng)機(jī)主軸軸承，它常處于低速重載工況。因此，采用軸承靜力學(xué)分析方法，即不考慮保持架、離心力以及陀螺力矩的影響。軸承內(nèi)、外圈以及滾動體的材料均為標(biāo)準(zhǔn)軸承鋼，彈性模量為205 GPa，密度為7 806 kg·m-3，泊松比為0.3，內(nèi)、外滾道粗糙度為0.312 5 μm。軸承的主要參數(shù)如表1所示。

表1 某雙列調(diào)心滾子軸承特性參數(shù)

1.2 大型雙列調(diào)心滾子軸承-軸系幾何模型

基于軸承特性參數(shù)，利用Romax軟件建立雙列調(diào)心滾子軸承裝配模型，如圖1所示。在Romax坐標(biāo)系中將軸承旋轉(zhuǎn)中心定義為坐標(biāo)原點(diǎn)，Z軸為軸承軸線方向，兩相互相垂直的徑向方向分別定義為Y軸和X軸，并以X軸正方向?yàn)閳A周方向的起始位置。工作溫度為默認(rèn)值70 ℃，軸承外圈設(shè)為固定，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速為10 r·min-1，潤滑類型為潤滑脂。

圖1 雙列調(diào)心滾子軸承的Romax軸系模型

在分析軸承仿真前，要對雙列調(diào)心滾子軸承進(jìn)行受力分析。風(fēng)電機(jī)組主軸承負(fù)載主要包括輪轂、葉片和主軸的重力，葉片和風(fēng)之間的相互作用力，以及齒輪箱的彈性支承力等，來源復(fù)雜，但可等效為軸向載荷、徑向載荷以及傾覆力矩，如圖2所示。由于風(fēng)電機(jī)組模型裝配尺寸大，仿真過程容易不收斂，因此在Romax坐標(biāo)系中根據(jù)力學(xué)原理將外部負(fù)載等效為軸承寬度中心處的載荷，并用剛度軸承模擬齒輪箱的彈性支承，以此簡化裝配模型，加快收斂效率。載荷大小方向如表2所示，其中Fz為軸向力，F(xiàn)x、Fy分別為徑向力，Mx、My分別為X與Y方向的傾覆力矩。

圖2 風(fēng)電機(jī)組主軸承受載分析

表2 雙列調(diào)心滾子軸承工況載荷

2 雙列調(diào)心滾子軸承接觸特性仿真結(jié)果分析

雙列調(diào)心滾子軸承在軸向、徑向和傾覆力矩作用下，兩列滾道的接觸載荷如圖3所示?？梢园l(fā)現(xiàn)：第一列滾道受載滾子數(shù)為14個，約占總滾子數(shù)的1/2，承受的最大載荷為142.6 kN；第二列滾道受載滾子數(shù)為16個，最大載荷為232.2 kN；整個軸承將近半圈受載，載荷分布狀態(tài)較為理想。兩列滾道應(yīng)力云圖如圖4所示。由圖4可知：第一列滾道應(yīng)力主要分布在50°～206°，最大應(yīng)力發(fā)生在134°附近，應(yīng)力峰值為1 269 MPa；第二列滾道應(yīng)力主要分布在37°～217°，最大應(yīng)力也在134°附近，對應(yīng)的應(yīng)力峰值為1 500 MPa；兩列滾道最大應(yīng)力均小于軸承的許用應(yīng)力4 000 MPa。由載荷和應(yīng)力分布圖可知，軸承承受較大軸向力后發(fā)生了偏載現(xiàn)象，即一列滾道受載小而另一列滾道受載大。長時間的偏載現(xiàn)象會導(dǎo)致軸承早期疲勞失效。已有研究證明，改變兩列滾道的接觸角或設(shè)計(jì)出非對稱滾子，可有效緩解偏載現(xiàn)象。另外，從滾道應(yīng)力云圖中可得到受載滾子的接觸應(yīng)力關(guān)于滾子中心對稱分布，在中心位置處應(yīng)力達(dá)到峰值，且沿著滾子素線方向向滾子兩端均勻減小，直至為0。相對于第一列滾道，第二列滾道的接觸應(yīng)力分布范圍更寬，接觸應(yīng)力更大。

圖5為不同受載滾子與滾道的接觸印記半寬，即接觸橢圓半長軸的長度。不難看出，滾子與滾道的接觸區(qū)域?yàn)橐粰E圓，沿滾子素線方向?yàn)闄E圓短軸部分，沿滾子滾動方向?yàn)闄E圓長軸部分，符合Hertz接觸理論。另外，由應(yīng)力云圖與接觸印記半寬圖可得到兩列球面滾子的兩端部分應(yīng)力為0，說明球面滾子兩端沒有應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖6為軸承滾道油膜厚度分布云圖，可以發(fā)現(xiàn)油膜厚度的分布也成橢圓形狀，與應(yīng)力分布規(guī)律基本一致，并在應(yīng)力最大處即接觸橢圓中心處出現(xiàn)油膜厚度的最小值，為0.099 1 μm。

圖3 兩列滾道載荷雷達(dá)圖

圖4 兩列滾道應(yīng)力云圖

圖5 滾子與滾道的接觸印記半寬圖

圖6 兩列滾道的油膜厚度

3 結(jié)論

以某大型雙列調(diào)心滾子軸承為例，基于Romax軟件分析特定工況下軸承內(nèi)部載荷、應(yīng)力以及油膜厚度的分布規(guī)律，得到如下結(jié)論。

在軸向、徑向和傾覆力矩作用下，雙列調(diào)心滾子軸承中兩列承載滾子的個數(shù)不同，承載滾子的位置角范圍不同，兩列滾子與滾道的接觸載荷和應(yīng)力不同，軸承出現(xiàn)偏載現(xiàn)象。設(shè)計(jì)兩列滾子為非對稱接觸角或者不同滾子直徑可以解決偏載問題。

受載滾子的接觸應(yīng)力關(guān)于滾子中心對稱分布，在中心位置處應(yīng)力達(dá)到峰值，且沿著滾子素線方向向滾子兩端均勻減小，直至為0。相對于第一列滾道，第二列滾道的接觸應(yīng)力分布范圍更寬，接觸應(yīng)力更大。

滾子與滾道之間的接觸面積為橢圓，橢圓的短軸部分沿滾子母線方向，橢圓的長軸部分沿滾子滾動的方向。兩列球面滾子的兩端接觸應(yīng)力為0，說明球面滾子受載良好，滾子兩端沒有應(yīng)力集中現(xiàn)象。

油膜厚度的分布與應(yīng)力分布基本一致，在接觸橢圓中心處油膜厚度取得最小值。