潘星宇 程 敖 唐義清 雷 元 董 霖 李建方 何文俊

(1.西華大學(xué)現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備研究院 四川成都 610039；2.西華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 四川成都 610039；3.西華大學(xué)流體及動(dòng)力機(jī)械教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 四川成都 610039；4.四方非標(biāo)軸承有限公司 四川成都 610300)

回轉(zhuǎn)支承是一種能夠承受綜合載荷的大型軸承，可同時(shí)承載軸向、徑向載荷以及傾覆力矩,在現(xiàn)實(shí)工業(yè)中應(yīng)用很廣泛，主要應(yīng)用在船舶設(shè)備、工程機(jī)械、輕工機(jī)械、冶金機(jī)械、醫(yī)療機(jī)械、工業(yè)機(jī)械等行業(yè)。隨著相關(guān)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，不同的行業(yè)對(duì)回轉(zhuǎn)支承提出不同的要求，目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者已對(duì)回轉(zhuǎn)支承壽命進(jìn)行了廣泛研究，并取得了不少的成果。BAO等[1]基于回轉(zhuǎn)軸承的振動(dòng)信號(hào)，提出了一種基于流形學(xué)習(xí)和模糊支持向量回歸(SVR)的軸承壽命預(yù)測(cè)方法。高永祥和尹顯明[2]針對(duì)2種不同類型滾子，研究大型三排柱回轉(zhuǎn)支承承載及疲勞壽命，發(fā)現(xiàn)載荷較小時(shí)圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承壽命高于修正滾子回轉(zhuǎn)支承壽命，在載荷較大時(shí)修正滾子回轉(zhuǎn)支承壽命高于圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承壽命。DING等[3]提出了由多源優(yōu)化變分模分解(MSOVD)生成的高維模態(tài)信號(hào)組(HDMSG)，對(duì)回轉(zhuǎn)軸承的退化和損傷信號(hào)進(jìn)行了測(cè)試，并對(duì)回轉(zhuǎn)支承壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)。LI等[4]提出了一種識(shí)別回轉(zhuǎn)軸承壽命狀態(tài)的改進(jìn)方法，在自制的回轉(zhuǎn)軸承全壽命試驗(yàn)平臺(tái)上進(jìn)行了回轉(zhuǎn)軸承全壽命試驗(yàn)，驗(yàn)證了該方法的有效性。吳建偉等[5]利用Romax軟件建立了風(fēng)電齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)模型，并對(duì)軸承壽命進(jìn)行計(jì)算，發(fā)現(xiàn)了風(fēng)電軸承的潛在薄弱環(huán)節(jié)并進(jìn)行了優(yōu)化。付大鵬和褚加瑞[6]利用Romax軟件研究了游隙對(duì)主軸內(nèi)外圈接觸應(yīng)力的影響，發(fā)現(xiàn)游隙的絕對(duì)值越大接觸應(yīng)力也越大。

目前對(duì)回轉(zhuǎn)支承的研究主要集中在對(duì)回轉(zhuǎn)支承的理論計(jì)算或利用有限元建模分析回轉(zhuǎn)支承在系統(tǒng)中的接觸應(yīng)力、軸承壽命、傾覆力矩等方面，而研究回轉(zhuǎn)支承在不同軸向載荷、徑向工作游隙、工作溫度下接觸應(yīng)力及油膜厚度的變化規(guī)律，以揭示其壽命變化原因等方面的研究比較少見(jiàn)。本文作者利用Romax軟件對(duì)回轉(zhuǎn)支承進(jìn)行系統(tǒng)性的分析，研究回轉(zhuǎn)支承在不同的加載、徑向工作游隙、工作溫度下的接觸應(yīng)力、油膜厚度、壽命變化情況，對(duì)回轉(zhuǎn)支承的研究設(shè)計(jì)具有重要意義。

1 模型建立與分析

1.1 回轉(zhuǎn)支承參數(shù)

文中研究對(duì)象為交叉圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示，具體參數(shù)如表1所示[7]。

圖1 無(wú)齒式交叉圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承

表1 無(wú)齒式交叉圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承參數(shù)

根據(jù)相關(guān)回轉(zhuǎn)支承軸承生產(chǎn)公司數(shù)據(jù),回轉(zhuǎn)支承的內(nèi)外圈材料為42GrMo,滾子材料為GCr15，具體化學(xué)成分及力學(xué)性能[8]分別如表2—4所示。

表2 42GrMo化學(xué)成分 單位:%

表3 GCr15化學(xué)成分 單位:%

表4 42GrMo和GCr15鋼力學(xué)性能

1.2 仿真模型的建立

在Romax軟件中，對(duì)于軸承的選擇除在軟件的數(shù)據(jù)庫(kù)中包含了部分軸承廠商(如：SKF、FAG、NTN)的產(chǎn)品數(shù)據(jù)外，還有用戶自定義軸承，將回轉(zhuǎn)支承的基本參數(shù)輸入軟件高級(jí)軸承模塊即可生成[9-10]。按照表1—4中參數(shù)設(shè)置后得到的回轉(zhuǎn)支承如圖2所示。

圖2中T、C、B、d、D的值見(jiàn)表1，d1與D1的值由滾子節(jié)圓直徑Dpw決定(通常與Dpw相差2 mm)，從而確定回轉(zhuǎn)支承模型符合基本參數(shù)要求。同時(shí)，為方便計(jì)算忽略了部分安裝孔、密封墊以及潤(rùn)滑油油孔。

圖2 回轉(zhuǎn)支承示意

1.3 回轉(zhuǎn)支承理論壽命計(jì)算

當(dāng)量靜載荷Fao計(jì)算公式為

Fao=Fa+2.3Fh/Ko

(1)

交叉圓柱滾子回轉(zhuǎn)支承的動(dòng)態(tài)承載能力計(jì)算式[12]為

Ca=bm·fc(lecosα)7/9·tanα·Z3/4·Dw29/27

(2)

式中：Ca為回轉(zhuǎn)支承的動(dòng)態(tài)承載能力(N)；bm為軸承標(biāo)準(zhǔn)系數(shù)(為常數(shù)bm=1.3)；fc為與軸承零件的幾何形狀、制造精度和材料有關(guān)的系數(shù)，按照標(biāo)準(zhǔn)GB/T 6391—2003/ISO281∶1900中的插值方式，計(jì)算Dwcosα/Dpw=0.016 516 36，經(jīng)插值得到fc=121.49;le為滾動(dòng)體的有效長(zhǎng)度(mm)；接觸角α=45°。

回轉(zhuǎn)支承壽命計(jì)算式[13]為

(3)

式中：Lh為回轉(zhuǎn)支承理論壽命(h)；n為轉(zhuǎn)速(r/min)。

2 仿真結(jié)果與分析

2.1 軸向載荷對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響

在Romax軟件中對(duì)回轉(zhuǎn)支承設(shè)置不同的軸向載荷，如表5所示。工作溫度為常溫20 ℃，初始徑向游隙設(shè)置為0，選用7253航空潤(rùn)滑脂，傾覆力矩為258.75 kN·m?；剞D(zhuǎn)支承使用壽命要求大于144 000 h。

分析表5中不同軸向載荷下滾道面接觸應(yīng)力可以發(fā)現(xiàn)，在軸向載荷下，滾道主要承載面為內(nèi)圈滾道左側(cè)和外圈滾道右側(cè)，在這2個(gè)滾道面上的接觸應(yīng)力值最大。

表5 不同軸向載荷下滾道面上的最大接觸應(yīng)力

表6 不同軸向載荷下回轉(zhuǎn)支承ISO TS 16281壽命

分析表6及圖3可以發(fā)現(xiàn),回轉(zhuǎn)支承的壽命隨著軸向載荷的增加而減小，且變化趨勢(shì)為指數(shù)級(jí)，當(dāng)軸向載荷為347.5 kN時(shí)，最接近使用壽命。

圖3 回轉(zhuǎn)支承ISO TS 16281壽命曲線

選擇軸向載荷為375 kN，分析了接觸應(yīng)力的分布，結(jié)果如圖4所示。

圖4(a)中內(nèi)圈滾道左側(cè)滾道面上最大接觸應(yīng)力為926 MPa，圖4(b)中內(nèi)圈滾道右側(cè)滾道面上最大接觸應(yīng)力為265 MPa，圖4(c)中外圈滾道左側(cè)滾道面上的最大接觸應(yīng)力為261 MPa，圖4(d)中外圈滾道右側(cè)滾道面上的最大接觸應(yīng)力為911 MPa，且接觸應(yīng)力分布范圍集中處于滾子中心區(qū)域，應(yīng)力值向兩側(cè)遞減。

圖4 軸向載荷375 kN 時(shí)滾道面接觸應(yīng)力分布

油膜厚度的分布方式也可以通過(guò)接觸應(yīng)力云圖反映出來(lái)，在接觸應(yīng)力值較大的區(qū)域，油膜厚度越小，在滾道面的邊緣區(qū)域油膜厚度的值越大。對(duì)比接觸應(yīng)力的分布方式，發(fā)現(xiàn)在主要承載面上的油膜厚度分布在整個(gè)滾道面上，而在部分承載面上油膜的形成也只是在承載區(qū)域形成。表7給出了各個(gè)滾道面上油膜厚度的最大值及最小值。

油膜厚度能夠避免滾動(dòng)體與滾道面的直接接觸，起到潤(rùn)滑作用從而增大使用壽命。從圖5中可以發(fā)現(xiàn)，內(nèi)圈左側(cè)滾道面與外圈右側(cè)滾道面的油膜厚度最小值隨著軸向載荷的增加而減小，這是因?yàn)樽畲蠼佑|應(yīng)力集中在滾道面中心區(qū)域，導(dǎo)致油膜厚度的降低。最小油膜厚度決定了回轉(zhuǎn)支承的潤(rùn)滑狀態(tài)。而油膜厚度最大值在滾道面的邊緣區(qū)域，該區(qū)域的接觸應(yīng)力值最??；另外，油膜厚度的最大值出現(xiàn)波動(dòng)變化。

表7 不同加載下油膜厚度的最大值及最小值

圖5 主要承載面的油膜厚度

2.2 徑向工作游隙對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響

在軸向載荷為347.5 kN的條件下，改變徑向工作游隙的值(設(shè)置徑向工作游隙范圍為-0.05～0.05 mm)，研究不同徑向工作游隙對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響。

通過(guò)表8中數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)在徑向工作游隙在-0.01～0.05 mm時(shí)均能滿足使用要求，具體曲線如圖6所示。

由圖6發(fā)現(xiàn)在徑向工作游隙為-0.05～-0.015 mm時(shí)，壽命隨徑向工作游隙的增加而增加，且呈指數(shù)增加；在徑向工作游隙為-0.01～0.01 mm壽命基本趨于穩(wěn)定；當(dāng)徑向工作游隙進(jìn)一步增大時(shí)，壽命開(kāi)始出現(xiàn)減小的趨勢(shì)。為探究壽命曲線變化原因，選擇徑向工作游隙為-0.05、-0.025、-0.01、0、0.005、0.015、0.025 mm時(shí)，以主要承載面的內(nèi)圈左側(cè)滾道面上的應(yīng)力云圖來(lái)分析。

表8 不同徑向工作游隙下的回轉(zhuǎn)支承ISO TS 16281壽命

圖6 不同徑向工作游隙下回轉(zhuǎn)支承ISO TS 16281壽命

圖7中可以明顯看到，隨著徑向工作游隙的增加，接觸應(yīng)力最大值先是出現(xiàn)明顯減小而后趨于穩(wěn)定，并且當(dāng)徑向工作游隙繼續(xù)增大時(shí)接觸應(yīng)力的分布出現(xiàn)了波動(dòng)，雖然最大接觸應(yīng)力穩(wěn)定在899～900 MPa,但是在實(shí)際生產(chǎn)中滾道面的硬淬層深度分布并不均勻且集中在滾道面的中心區(qū)域。最大接觸應(yīng)力出現(xiàn)分布波動(dòng)時(shí)對(duì)滾道面非中心區(qū)域的承載能力有一定影響，從而降低回轉(zhuǎn)支承的壽命，由此可以揭示回轉(zhuǎn)支承壽命先增大而后趨于穩(wěn)定最后緩慢減小的原因。

圖7 不同徑向工作游隙下內(nèi)圈左側(cè)接觸應(yīng)力

根據(jù)表8中的壽命數(shù)據(jù)，結(jié)合圖7中的接觸應(yīng)力分布，可以初步判定最佳工作游隙為-0.01～0 mm。為了驗(yàn)證最佳工作游隙為-0.01～0 mm，通過(guò)對(duì)油膜厚度最小值的分析來(lái)驗(yàn)證這一結(jié)論。取徑向工作游隙為-0.01、-0.008、-0.006、-0.004、-0.002、0 mm 6組數(shù)據(jù)得到各個(gè)滾道面的油膜厚度。

通過(guò)表9中的數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，內(nèi)圈左側(cè)和外圈右側(cè)主要承載面上的油膜厚度值較小，且分布方式可以從圖7中得出。圖8示出了這2個(gè)滾道面的油膜厚度分布。

表9 最佳徑向工作游隙下的油膜厚度

圖8 最佳徑向工作游隙下主要承載面的油膜厚度

結(jié)合表9中數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)在徑向工作游隙為-0.01～0 mm時(shí)，主要承載面的油膜厚度最小值穩(wěn)定在1.483 μm，油膜厚度最大值隨著徑向工作游隙的增加而增加?？梢?jiàn)，在徑向工作游隙為-0.01～0 mm時(shí)回轉(zhuǎn)支承的壽命處于穩(wěn)定狀態(tài)，說(shuō)明最佳工作游隙為-0.01～0 mm。

2.3 工作溫度對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響

溫度對(duì)回轉(zhuǎn)支承的影響包括回轉(zhuǎn)支承材料在不同溫度下力學(xué)性發(fā)生改變從而導(dǎo)致壽命變化，潤(rùn)滑脂在不同溫度下油膜厚度發(fā)生變化導(dǎo)致壽命變化?；剞D(zhuǎn)支承通常的工作溫度為-40～70 ℃，溫度變化對(duì)材料屬性的影響不顯著，因此文中分析時(shí)只考慮油膜厚度的變化。

7253航空潤(rùn)滑脂能在-73～121 ℃時(shí)起到潤(rùn)滑作用。選擇在軸向載荷為347.5 kN，改變工作溫度得到回轉(zhuǎn)支承的壽命，發(fā)現(xiàn)在工作溫度為-40～120 ℃時(shí)回轉(zhuǎn)支承壽命穩(wěn)定，當(dāng)工作溫度繼續(xù)增加時(shí)壽命出現(xiàn)明顯減小，如表10所示。

表10 不同溫度下的回轉(zhuǎn)支承ISO TS 16281壽命

為得到滿足回轉(zhuǎn)支承油膜厚度的最小值，計(jì)算工作溫度為-40、-10、20、50、70、100、120 ℃時(shí)的油膜厚度，如表11所示。

圖9示出了內(nèi)圈左側(cè)滾道面上的油膜厚度隨工作溫度的變化?？梢园l(fā)現(xiàn)，油膜厚度隨著溫度的升高而降低；當(dāng)油膜厚度降低到一定值時(shí)滾動(dòng)體與滾道面近似直接作用，此時(shí)回轉(zhuǎn)支承的磨損增大，壽命減小。通過(guò)表10和表11可以發(fā)現(xiàn)，最小油膜厚度0.204 4 μm為滿足使用壽命的油膜厚度臨界值，當(dāng)油膜厚度小于0.204 4 μm時(shí)回轉(zhuǎn)支承壽命開(kāi)始降低。

表11 不同溫度下的油膜厚度

圖9 內(nèi)圈左側(cè)油膜厚度最大值與最小值隨工作溫度的變化

3 結(jié)論

(1)隨著軸向載荷的增加，接觸應(yīng)力逐漸增加，油膜厚度的最小值減小，回轉(zhuǎn)支承的壽命減小，且滿足使用壽命的軸向載荷最大值約為347.5 kN。

(2)在臨界載荷下通過(guò)對(duì)徑向工作游隙的分析，發(fā)現(xiàn)隨著徑向工作游隙的增加，接觸應(yīng)力先是明顯減小而后趨于穩(wěn)定，但接觸應(yīng)力的最大值分布區(qū)域出現(xiàn)波動(dòng)，回轉(zhuǎn)支承壽命先是急劇增大后趨于穩(wěn)定最后緩慢減小。結(jié)合兩者的變化趨勢(shì)初步判定最佳徑向工作游隙為-0.01～0 mm，在此區(qū)間內(nèi)的油膜厚度最小值處于穩(wěn)定狀態(tài)為1.483 μm，回轉(zhuǎn)支承的壽命穩(wěn)定，由此得出最佳徑向工作游隙為-0.01～0 mm。

(3)在臨界載荷以及最佳徑向工作游隙下，隨著工作溫度的升高，油膜厚度逐漸減小，當(dāng)溫度升高到120 ℃時(shí)回轉(zhuǎn)支承壽命開(kāi)始降低，且發(fā)現(xiàn)滿足使用壽命要求的最小油膜厚度約為0.204 4 μm。