軸承座間隙對油膜軸承襯套性能影響的研究

郭強(qiáng)，王顏輝

（1.太原重工油膜軸承分公司，太原 030024；2.山西能源學(xué)院機(jī)電工程系，山西晉中 030600）

1 問題提出及分析模型的建立

襯套作為軋機(jī)油膜軸承的主要承載件，安裝在軸承座中，由襯套定位銷與軸承座固定[1]。襯套外圓和軸承座內(nèi)孔之間的配合采用間隙配合，由于油膜軸承在工作過程中承受較大的軋制壓力，在使用一段時間之后，軸承座內(nèi)孔直徑會增大，同時油膜軸承現(xiàn)場使用需要給出理論上軸承座直徑增大的合理區(qū)間，確保油膜軸承的正常運(yùn)行。

通過利用有限元仿真分析方法，模擬襯套外圓和軸承座內(nèi)孔間隙值對襯套承載能力的影響，能夠通過理論計(jì)算指導(dǎo)在使用過程中襯套外圓和軸承座內(nèi)孔間隙超過規(guī)定間隙時的及時換新，避免襯套承載能力不足時發(fā)生油膜軸承燒損。

為了能夠節(jié)約計(jì)算時間，在幾何建模時對襯套和軸承座的模型進(jìn)行了一定程度上的簡化，取消了一些對結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響不大的孔和槽等特征。圖1為仿真分析建立的襯套和軸承座模型圖，在模型中保證襯套外圓和軸承座內(nèi)孔承載區(qū)區(qū)域初始時處于接觸狀態(tài)（襯套外圓承載曲面和軸承座內(nèi)孔曲面間隙為0），通過建立不同間隙值的襯套和軸承座模型來研究襯套外圓和軸承座內(nèi)孔間隙值對襯套承載的影響，得出襯套外圓和軸座承內(nèi)孔之間間隙值的合理區(qū)間。

圖1 襯套軸承座簡化模型圖

2 仿真分析的前處理

利用有限元計(jì)算方法對建立完成的模型進(jìn)行仿真分析，由于襯套外圓和軸承座內(nèi)孔之間存在載荷的傳遞，因此需要在這兩個曲面之間定義接觸關(guān)系，接觸是一種很普遍的非線性行為，隨著載荷的變化接觸面積也在變化，接觸力和接觸面積的關(guān)系是非線性的。在物理意義上，定義好的兩接觸面之間不會發(fā)生穿透現(xiàn)象，但是能夠?qū)崿F(xiàn)法向壓縮力和切向摩擦力的傳遞[2]。

在沒有施加載荷時，襯套外圓曲面和軸承座內(nèi)孔曲面由于存在著間隙，由于兩曲面曲率不同，初始接觸狀態(tài)為線接觸，隨著兩者之間載荷值的增大，接觸狀態(tài)由線接觸轉(zhuǎn)變成了面接觸。隨著載荷的變化模型的接觸狀態(tài)也在變化，因此需要精確捕捉到接觸面上應(yīng)力分布，在網(wǎng)格劃分上，首選采用六面體單元，因?yàn)楹退拿骟w網(wǎng)格相比，在相同求解精度的條件下，六面體節(jié)點(diǎn)數(shù)要少，因此可以提高求解效率。

襯套和軸承座的幾何模型無法自動生成六面體網(wǎng)格，需要采用幾何分割工具將該模型分割成為能夠進(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分的區(qū)域，圖2為通過幾何分割之后的襯套和軸承座模型。模型完成幾何分割之后，就可以通過網(wǎng)格劃分工具將分割后的各個區(qū)塊進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分[3]，圖3為完成網(wǎng)格劃分后的襯套和軸承座有限元模型，該有限元模型全部由六面體單元組合而成。

圖2 模型的幾何體分割

圖3 仿真計(jì)算的有限元模型

在接觸類型的選擇上，采用帶有摩擦的接觸，接觸面之間的摩擦因數(shù)確定為0.2，接觸算法采用的是增廣的拉格朗日法，該方法對于小擾動和接觸剛度都不太敏感，計(jì)算過程中容易得到收斂的求解。

邊界條件的處理上，將軸承座的頂部自由度全部約束。載荷施加在襯套的內(nèi)孔曲面上，載荷類型定義為軸承載荷，軸與孔接觸，在接觸面上存在法向壓力的作用。軸與孔之間的這個壓縮載荷，稱之為軸承載荷。關(guān)于法向壓力的分布，工程人員通常采用載荷在軸與孔的接觸面上按照正弦規(guī)律分布的方法，假設(shè)作用力的大小按照正弦分布。軸承載荷將采用投影面的方法將力的分量按照投影面積分布在壓縮邊上[4]。

襯套承受的最大載荷為22 150 kN，為了確保接觸的穩(wěn)定計(jì)算，采用不同的載荷步分別加載，設(shè)置載荷從低到高逐步達(dá)到最大值，確保接觸的完整不會因?yàn)橥蝗辉黾雍艽筝d荷使接觸狀態(tài)出現(xiàn)異常，導(dǎo)致計(jì)算不收斂。圖4為計(jì)算仿真模型的邊界條件。

圖4 模型的邊界條件

3 仿真計(jì)算的后處理

在仿真計(jì)算中分別建立襯套和軸承座之間直徑間隙為0.1、0.3、0.5、0.7、0.9、1.1、1.3、1.5 mm的模型，通過計(jì)算對比這些間隙下襯套的應(yīng)力分布和位移變形，用來評估間隙值對襯套承載性能的影響。

圖5為襯套和軸承座間隙值0.5 mm時，在載荷作用下襯套的等效應(yīng)力分布圖，從圖中可以看出，襯套等效應(yīng)力最大的區(qū)域?yàn)楹洼S承座相接觸的邊緣位置，應(yīng)力值為154 MPa。

圖5為襯套和軸承座間隙值和等效應(yīng)力關(guān)系曲線，從曲線上可以看出，襯套與軸承座間隙在0.1～1.5 mm變化時，對其等效應(yīng)力無顯著性影響。

圖5 襯套等效應(yīng)力分布圖

圖7為襯套和軸承座間隙值為0.5 mm時，襯套的位移變形圖，從圖中可以看出襯套工作區(qū)由于和軸承座之間有接觸，位移變形量少，非工作區(qū)沒有和軸承座曲面接觸，變形值大。

圖7 0.5 mm間隙時襯套位移變形圖

圖8為襯套和軸承座間隙值0.1、0.3、0.5、0.7、0.9、1.1、1.3、1.5 mm 時襯套的位移變形圖?？芍S著襯套外圓和軸承座內(nèi)孔間隙的增大會使襯套承受相同載荷時位移變形增大。

圖8 襯套變形和軸承座間隙關(guān)系曲線

造成襯套位移變形值增大的原因主要在于襯套外圓和軸承座內(nèi)孔間隙值的增大，兩曲面之間的曲率差值也在增大，進(jìn)而引起襯套變形的增加。

圖9為襯套軸承座間隙值1.5 mm 時襯套變形放大視圖，從圖中可以看出襯套變形后，襯套幾何形狀由原先的圓形變成了“橢圓形”，進(jìn)而影響到軸承的正常承載和散熱。

圖9 1.5 mm間隙下襯套圓周截面位移變形圖

圖10為襯套內(nèi)孔曲線上提取的變形量和曲線長度關(guān)系曲線，當(dāng)襯套發(fā)生變形時，襯套非工作區(qū)也在發(fā)生變形，并且變形量數(shù)值接近最大變形量的80%，襯套非工作區(qū)直徑間隙的增加會使油膜軸承承載值下降。

圖10 襯套內(nèi)孔曲線變形量和長度關(guān)系曲線

4 結(jié)論

1）通過仿真計(jì)算模擬不同襯套和軸承座間隙時襯套的等效應(yīng)力值，可以得出襯套在載荷作用下，隨著間隙值的變化，襯套等效應(yīng)力值無顯著性差異。

2）隨著襯套和軸承座間隙值的增大，在載荷作用下襯套的位移變形也在增加，最大位移發(fā)生在襯套非承載區(qū)頂部，隨著襯套位移的產(chǎn)生，將會使油膜軸承初始設(shè)計(jì)的名義間隙值發(fā)生改變，同時由于襯套變形過大后會影響其內(nèi)孔的曲率，導(dǎo)致軸承在工作過程中形成收斂的楔形間隙更加困難，襯套位移變形的增大，將會對軸承的散熱造成影響，軸承的散熱效率降低。