□ 魏延剛 □ 徐榮浩 □ 劉彥奎

大連交通大學(xué) 機械工程學(xué)院 遼寧大連 116028

1 研究背景

田紅平等提出國內(nèi)首個關(guān)于滾滑復(fù)合軸承的專利,且通過有限元分析和現(xiàn)場試驗,證明了在牙輪鉆頭較高轉(zhuǎn)速工況下,滾滑復(fù)合軸承依然有很高的承載能力和很長的使用壽命[1]。雖然田紅平等證明了牙輪鉆頭采用滾滑復(fù)合軸承的優(yōu)點,但是其它滾滑復(fù)合軸承專利產(chǎn)品的實際應(yīng)用目前尚未見報道。若基于高承載能力的特點,將滾滑軸承應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱,從而延長風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱軸承的使用壽命,這無疑具有重要的實用價值。

相比常規(guī)滾動軸承和滑動軸承,滾滑軸承這一新型軸承的研究仍較少。韓傳軍等[2]用空心滾子替換滾滑軸承的實心滾子,通過有限元分析驗證替換后的滾滑軸承具有較好的應(yīng)力分布,同時對滾子空心度進(jìn)行了優(yōu)化分析。盧黎明、秦豫江等[3-5]提出一種螺旋彈性滾子,進(jìn)行了實心圓柱滾子、空心圓柱滾子、螺旋彈性滾子在應(yīng)力分布和動態(tài)特性等方面的對比分析,得出螺旋彈性滾子優(yōu)于其它兩種滾子的結(jié)論。盧黎明、曾國文等[6]應(yīng)用有限元方法對滾滑軸承的動力學(xué)問題進(jìn)行仿真分析,得到滾滑軸承各零件最大應(yīng)力的分布及動態(tài)變化規(guī)律,但研究結(jié)論有待商榷。盧黎明、曾國文[7]還應(yīng)用有限元方法,通過結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力耦合對滾滑軸承滑塊與內(nèi)外圈滾道接觸面的溫度場進(jìn)行了分析。曾國文[8]對滾滑軸承的力學(xué)特性及疲勞壽命進(jìn)行了分析。梁大偉[9]應(yīng)用有限元軟件分析了滾滑軸承的靜力學(xué)、動力學(xué)和溫度場,并研究了滾子與滑塊的協(xié)調(diào)性。

軸承內(nèi)部載荷分布是研究軸承力學(xué)特性、使用壽命和可靠性等的基礎(chǔ),然而,關(guān)于滾滑軸承內(nèi)部載荷分布的論文尚未見發(fā)表。雖然常規(guī)滾動軸承理論內(nèi)部載荷計算方法無法應(yīng)用于滾滑軸承,但是根據(jù)滾動軸承基本原理和接觸力學(xué)基本原理,應(yīng)用有限元方法可以求得滾滑軸承內(nèi)部載荷分布。

由接觸力學(xué)[10]可知,滾子與套圈滾道是非貼合性接觸,滑塊與套圈滾道是貼合性接觸,因此,滾子與套圈滾道的接觸面積很小,滑塊與套圈滾道的接觸面積則大很多。在相同位置角時,滾滑軸承滑塊受到的應(yīng)力遠(yuǎn)小于滾子所受到的應(yīng)力,而滑塊承受的載荷則遠(yuǎn)大于滾子承受的載荷。前期許多學(xué)者對滾滑軸承內(nèi)部載荷分布進(jìn)行研究，也證明了這一點。滾滑軸承在工作時,滑塊受到的摩擦力遠(yuǎn)大于滾子受到的摩擦力,會對滾滑軸承的啟動速度產(chǎn)生影響。同時，摩擦力做功產(chǎn)生較大的摩擦損耗,會影響滾滑軸承的工作溫升和使用壽命。對此，有必要減小滑塊與套圈滾道之間的摩擦損耗，改善滾滑軸承的啟動性能。筆者設(shè)計了滑塊和套圈滾道之間有一定游隙的滾滑軸承,應(yīng)用有限元方法對不同游隙的滾滑軸承進(jìn)行仿真,以研究游隙對滾滑軸承內(nèi)部載荷及應(yīng)力分布的影響,為滾滑軸承的基礎(chǔ)理論研究和參數(shù)優(yōu)化,以及應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱提供參考。

2 有限元模型

根據(jù)2 MW風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱軸承實際使用場合,參照圓柱滾子軸承國家標(biāo)準(zhǔn),取滾滑軸承的滾子及滑塊數(shù)各為17個,確定滾滑軸承的基本參數(shù)如下：軸承內(nèi)徑為170 mm，軸承外徑為310 mm，內(nèi)圈滾道直徑為208 mm，外圈滾道直徑為272 mm，滾子直徑為32 mm，滾子長度為52 mm，滑塊長度為52 mm。滑塊結(jié)構(gòu)如圖1所示。

▲圖1 滑塊結(jié)構(gòu)

根據(jù)滾動軸承基本原理，建立滾滑軸承有限元分析模型，合理簡化對內(nèi)部載荷分布和應(yīng)力分布無影響或影響甚微的局部細(xì)節(jié)。同時，為了提高計算效率,利用軸承結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性,取滾滑軸承的1/4建立有限元模型。為方便描述,將滾子和滑塊按照逆時針方向進(jìn)行編號。為充分研究滾滑軸承的承載性能,取滾滑軸承輕載、中載和重載三個不同大小的徑向載荷工況,對滾滑軸承的兩個典型工作位置進(jìn)行分析，工位1為滾子在最下端,工位2為滑塊在最下端，如圖2所示。2 MW風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱中速軸上使用的Nj2234圓柱滾子軸承，其基本額定動載荷為1 040 kN,分別取1/4基本額定動載荷的5%、10%、20%，作為滾滑軸承輕載13 kN、中載26 kN、重載52 kN三種工況進(jìn)行分析。

▲圖2 滾滑軸承典型工作位置

圓柱滾子及滑塊的材料均選用GCr15軸承鋼,彈性模量為219 GPa,泊松比為0.3,密度為7.83 g/cm3。內(nèi)圈、外圈的材料選用G20CrNi2MoA軸承鋼,弾性模量為205 GPa,泊松比為0.29,密度為7.88 g/cm3。為了在保證計算精度的同時盡量減少計算時間,對發(fā)生接觸及容易出現(xiàn)邊緣效應(yīng)的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。滾滑軸承有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

▲圖3 滾滑軸承有限元網(wǎng)格模型

2 MW風(fēng)力發(fā)電機齒輪箱中速軸上使用的軸承在實際工作時為外圈固定、內(nèi)圈旋轉(zhuǎn),施加的邊界條件為外圈外表面約束所有自由度,滾滑軸承1/2軸截面上內(nèi)圈、外圈、滾子和滑塊的截面約束軸向移動自由度,滾滑軸承1/2徑向截面上內(nèi)圈、外圈、滾子和滑塊的截面約束垂直于截面方向的移動自由度，徑向載荷施加在內(nèi)圈孔表面。分別建立圓柱滾子與內(nèi)圈滾道、圓柱滾子與外圈滾道、滑塊與內(nèi)圈滾道、滑塊與外圈滾道的接觸對,采用面對面接觸方式,且接觸靜摩擦因數(shù)均設(shè)為0.1。仿真分析時設(shè)置三個分析步，分別對內(nèi)圈徑向施加輕載、中載和重載。

3 結(jié)果分析

基于不同載荷、兩個典型工作位置,應(yīng)用有限元方法對不同游隙滾滑軸承進(jìn)行仿真分析,重點研究游隙對滾滑軸承內(nèi)部載荷及應(yīng)力分布的影響。

以零游隙時為例,對滾滑軸承各主要元件受載后的應(yīng)力分布進(jìn)行介紹。在徑向輕載、中載、重載作用下,滾滑軸承的滾子、滑塊在兩個典型工作位置分別與軸承內(nèi)、外圈滾道接觸時所受到的等效應(yīng)力高應(yīng)力區(qū)分布規(guī)律相似,但等效應(yīng)力的大小不同,最大等效應(yīng)力出現(xiàn)的位置也有所不同。另外,滾滑軸承的接觸應(yīng)力分布規(guī)律與等效應(yīng)力基本一致,只是最大接觸應(yīng)力的數(shù)值大于最大等效應(yīng)力。重載作用下工位1滾滑軸承的等效應(yīng)力云圖如圖4所示。由圖4可見,最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在1號滾子與內(nèi)圈的接觸邊緣,滾滑軸承的高應(yīng)力區(qū)分布在1號～5號滾子和1號～4號滑塊上,且從1號滾子到5號滾子應(yīng)力逐漸減小,從1號滑塊到4號滑塊應(yīng)力逐漸減小。由1號滾子和1號滑塊的等效應(yīng)力云圖可以清晰看出，滾子和滑塊的邊緣效應(yīng)引起邊界應(yīng)力集中，1號滾子等效應(yīng)力最大值為821.7 MPa，1號滑塊等效應(yīng)力最大值為287.8 MPa。

▲圖4 重載作用工位1滾滑軸承等效應(yīng)力云圖

研究不同大小游隙對滾滑軸承內(nèi)部載荷及應(yīng)力分布的影響。工位1時1號滾子及1號滑塊在零游隙與0.1 mm游隙時內(nèi)部載荷與最大等效應(yīng)力變化曲線分別如圖5、圖6所示。圖中橫坐標(biāo)分析步中，第一個分析步由零載荷線性加載至輕載13 kN，第二個分析步由輕載13 kN線性加載至中載26 kN，第三個分析步由中載26 kN線性加載至重載52 kN。

▲圖5 工位1滾滑軸承內(nèi)部載荷變化曲線

由圖5可見,零游隙時,隨著外部載荷的增大,1號滾子和1號滑塊受到的法向接觸力都增大,且1號滑塊受到的法向接觸力一直大于1號滾子。0.1 mm游隙時,在輕載區(qū)間內(nèi),隨著外部載荷的增大,1號滾子受到的法向接觸力逐漸增大,1號滑塊不承受法向接觸力。到一定外部載荷時,1號滾子受到的法向接觸力突然減小,而1號滑塊開始受到法向接觸力，此時可定義外部載荷為滑塊受載的臨界載荷,即使?jié)L滑軸承中滑塊承受載荷的最小外部徑向載荷。之后,隨著外部載荷的增大,1號滑塊受到的法向接觸力大于1號滾子。

由圖6可見,零游隙時,1號滾子受到的最大等效應(yīng)力隨著外部載荷的增大而增大,且始終大于1號滑塊。0.1 mm游隙時,在輕載區(qū)間內(nèi),隨著外部載荷的增大,1號滾子的最大等效應(yīng)力逐漸增大,1號滑塊不承受等效應(yīng)力。隨著外部載荷增大至臨界載荷,1號滾子的最大等效應(yīng)力突然減小,1號滑塊開始承受等效應(yīng)力,但承受的最大等效應(yīng)力始終小于1號滾子。

其它受載滾子及滑塊的載荷與應(yīng)力分布規(guī)律與1號滾子及1號滑塊一致，只是數(shù)值大小不同。

▲圖6 工位1滾滑軸承最大等效應(yīng)力變化曲線

通過上述分析可見，滑塊受載的臨界載荷顯然與游隙有關(guān)。對于工位1,在0.05 mm游隙時,1號和2號滑塊承受的臨界載荷為11 375 N,3號滑塊承受的臨界載荷為11 518 N,4號滑塊承受的臨界載荷為12 051 N;在0.15 mm游隙時,1號和2號滑塊承受的臨界載荷為12 402 N,3號滑塊承受的臨界載荷為12 480 N,4號滑塊承受的臨界載荷為12 610 N;在0.30 mm游隙時,1號、2號和3號滑塊承受的臨界載荷均為12 727 N,4號滑塊承受的臨界載荷為12 805 N。對于工位2,在0.05 mm游隙時,1號、2號和3號滑塊承受的臨界載荷為11 440 N,4號滑塊承受的臨界載荷為11 895 N,5號滑塊承受的臨界載荷為11 960 N;在0.15 mm游隙時,1號滑塊承受的臨界載荷為12 191 N,2號滑塊承受的臨界載荷為12 402 N,3號和4號滑塊承受的臨界載荷為12 532 N,5號滑塊承受的臨界載荷為12 686 N;在0.30 mm游隙時,1號、2號和3號滑塊承受的臨界載荷均為12 740 N,4號滑塊承受的臨界載荷為12 753 N,5號滑塊承受的臨界載荷為12 818 N。

由此可以看出,游隙大小影響滑塊承受的臨界載荷,游隙越大,滑塊承受的臨界載荷越大。相同游隙時,對于兩種典型工作位置，均是1號滑塊承受的臨界載荷最小。對于工位1，4號滑塊承受的臨界載荷最大,2號和3號滑塊承受的臨界載荷大于或等于1號滑塊,小于4號滑塊。對于工位2，5號滑塊承受的臨界載荷最大,2號、3號和4號滑塊承受的臨界載荷大于或等于1號滑塊,小于5號滑塊。

為了進(jìn)一步研究游隙對滾滑軸承性能的影響,為滾滑軸承的游隙選擇和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論參考,給出工位1時1號滾子在不同游隙時的最大等效應(yīng)力變化曲線,如圖7所示。

▲圖7 工位1不同游隙時1號滾子最大等效應(yīng)力變化曲線

由圖7可知,輕載時,游隙越大,1號滾子的最大等效應(yīng)力越大。當(dāng)外部載荷為臨界載荷時，1號滾子的最大等效應(yīng)力快速減小。中載時,1號滾子的最大等效應(yīng)力在0.1 mm游隙時小于其它幾種游隙。在0.3 mm游隙時，1號滾子的最大等效應(yīng)力最大。重載時，游隙對1號滾子最大等效應(yīng)力的影響不明顯。其它受載滾子最大等效應(yīng)力在不同游隙時的變化規(guī)律與1號滾子基本一致。綜合游隙對滾滑軸承內(nèi)部載荷和應(yīng)力分布的影響,在具體情況下,取游隙為0.1 mm較好。

4 結(jié)論

通過研究游隙對滾滑軸承內(nèi)部載荷及應(yīng)力分布的影響,可以得到以下結(jié)論:

(1)滑塊與內(nèi)、外圈滾道之間的載荷大于滾子與內(nèi)、外圈滾道之間的載荷，滾子的最大等效應(yīng)力大于滑塊的最大等效應(yīng)力；

(2)滾子和滑塊與內(nèi)、外圈滾道接觸的端部都存在邊緣效應(yīng)；

(3)游隙影響滾滑軸承內(nèi)部載荷分布,使滑塊承受載荷的最小外部徑向載荷稱為滑塊承受的臨界載荷，游隙越大,臨界載荷越大；

(4)在滾滑軸承外部載荷小于臨界載荷時,滑塊不承受載荷,因而說明游隙可改善軸承的啟動性能；

(5)游隙影響應(yīng)力分布,外部載荷大小不同，游隙對滾滑軸承內(nèi)部等效應(yīng)力的影響有所不同,外部載荷越大,游隙對最大等效應(yīng)力的影響越小。