油膜軸承襯套變形對承載能力的影響及其矯正

王顏輝,郭 強(qiáng)

(1.山西能源學(xué)院 機(jī)電工程系，山西 晉中 0306001;2.太原重型機(jī)械集團(tuán)有限公司油膜軸承分公司，山西 太原 030024)

0 前言

油膜軸承屬于特殊的滑動軸承，通常情況下配備有全套的潤滑油循環(huán)系統(tǒng)，相比于其他類型軸承有不可比擬的優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于工業(yè)生產(chǎn)領(lǐng)域[1-2]。隨著油膜軸承的應(yīng)用范圍越來越廣，對油膜軸承的性能要求也越來越高[3-4]，襯套作為油膜軸承的核心零部件之一，其變形量的大小和方式將直接影響到油膜軸承的承載能力，由于襯套變形直接影響的是油膜軸承相對間隙的變化，該參數(shù)成為影響油膜軸承承載能力靈敏度最高的參數(shù)之一[5-7]。如果襯套變形過大，會導(dǎo)致在半精加工過程中，襯套內(nèi)孔涂層巴氏合金出現(xiàn)薄厚不均現(xiàn)象，變形嚴(yán)重時襯套內(nèi)孔曲面上有些區(qū)域巴氏合金層會被完全加工除去，進(jìn)而影響到襯套的使用壽命[8-10]。

本文通過對比不同因素影響情況下軸承承載區(qū)域的壓力分布狀況，而不是簡單的以軸承的偏心率作為對比參數(shù)，研究油膜軸承襯套變形對其承載能力的影響，并將結(jié)論進(jìn)一步擴(kuò)展應(yīng)用到相關(guān)產(chǎn)品領(lǐng)域中。另外，為減小襯套的變形可以考慮采用千斤頂對現(xiàn)場加工過程中變形較大的襯套進(jìn)行矯正，利用千斤頂?shù)膲毫硎挂r套變形消除，從而保證加工過程中襯套巴氏合金的厚度均勻，提升襯套的加工精度。

1 襯套變形對承載能力的影響

圖1為油膜軸承襯套分區(qū)結(jié)構(gòu)示意圖，襯套可以被劃分成為工作區(qū)(承載區(qū))和非工作區(qū)(非承載區(qū))兩部分，本文主要研究襯套內(nèi)孔的橢圓度對軸承承載能力的影響情況。

圖1 油膜軸承襯套分區(qū)結(jié)構(gòu)示意圖

圖2為油膜軸承襯套內(nèi)孔橢圓度的尺寸示意圖，其中Dx為油膜軸承襯套內(nèi)孔非承載區(qū)橢圓長軸直徑，Dy為襯套承載區(qū)橢圓短軸直徑。本文關(guān)于軸承襯套橢圓度對其承載能力影響的研究分為單因素變量的影響和多因素變量的影響兩部分。

圖2 油膜軸承襯套橢圓分布示意圖

1.1 單因素變量影響

單因素變形影響即油膜軸承襯套的非承載區(qū)截面輪廓結(jié)構(gòu)為橢圓，承載區(qū)截面輪廓結(jié)構(gòu)為圓形，此部分內(nèi)容只考慮襯套非承載區(qū)橢圓度變化對襯套承載能力的影響。由于油膜軸承的錐套剛度較高，發(fā)生變形極小，建模時錐套輪廓定義為圓形，軸承承載能力計算條件設(shè)定為當(dāng)軸承具有相同轉(zhuǎn)速(40 r/min)和油膜厚度(20 μm)下的工作狀態(tài)。

通過計算分析可得油膜軸承襯套非工作區(qū)不同橢圓度時襯套承載區(qū)壓力分布情況，如圖3所示，分別為襯套非工作區(qū)橢圓度為0(圓形)、0.1 mm、0.2 mm、0.3 mm、0.4 mm、0.5 mm時，襯套承載區(qū)域壓力分布狀況圖。

圖3 油膜軸承襯套非工作區(qū)不同橢圓度襯套承載區(qū)壓力分布

綜上計算結(jié)果，對不同變形情況下襯套非承載區(qū)橢圓度變化對其承載能力的影響進(jìn)行總結(jié)，如表1所示。根據(jù)表1可見，隨著襯套非承載區(qū)橢圓度的增加，其他條件相同情況下襯套的承載能力呈下降的趨勢，橢圓度從0～0.5 mm變化過程中，襯套的承載能力從19.325 MN降低到11.148 MN。

表1 單因素下橢圓度對油膜軸承承載能力的影響

圖4為軸承襯套非承載區(qū)橢圓度對承載能力影響的關(guān)系曲線，當(dāng)襯套非承載區(qū)的橢圓度增大0.5 mm時，襯套的承載能力減小為正常圓形的57.7%。主要原因是由于油膜收斂區(qū)域的邊界變化造成的影響，隨著襯套非工作區(qū)域橢圓度的增加，導(dǎo)致油膜承載區(qū)域變窄，呈現(xiàn)出承載能力下降。

圖4 單因素變量橢圓度對承載能力的影響

1.2 雙因素變量影響

此時考慮襯套的橢圓度變化情況為，非承載區(qū)橢圓度增加，而承載區(qū)橢圓度減少。在相同條件下(設(shè)定軸承轉(zhuǎn)速為40 r/min，油膜厚度為20 μm)，為了建模方便，假設(shè)襯套非承載區(qū)域橢圓度的增加量和承載區(qū)橢圓度的減少量兩者絕對值相同。

通過計算分析可得雙因素變量影響時油膜軸承襯套承載區(qū)壓力分布情況，如圖5所示，分別為襯套橢圓度雙因素絕對值從0.1～0.5 mm變化時油膜中心壓力分布區(qū)域分布圖。

圖5 襯套油膜中心壓力分布圖

綜上計算結(jié)果，對不同變形情況下襯套橢圓度雙因素變化對其承載能力的影響進(jìn)行總結(jié)，根據(jù)表2可以看出，雙因素影響時，隨著襯套橢圓度的增加，其他條件相同情況下襯套的承載能力呈下降的趨勢。橢圓度從0～0.5 mm變化過程中，襯套的承載能力從19.325 MN降低到9.231 MN。相比單因素變量時降低的更多，主要是由于油膜軸承曲率變化不一致所引起的。

表2 雙因素影響下橢圓度對軸承承載能力的影響

圖6為單因素和雙因素襯套橢圓度變化對軸承承載能力影響的關(guān)系曲線?？梢?，雙因素時當(dāng)襯套橢圓度從0到0.5 mm變化時，軸承承載能力降低為正常輪廓的47.8%，相比單因素時軸承承載能力降低的更快。

圖6 單因素和雙因素影響時襯套橢圓度對承載能力影響對比

通過單因素和雙因素橢圓度變化對襯套承載能力的分析和對比可見，當(dāng)襯套非承載區(qū)橢圓度增大時，無論承載區(qū)如何變化，均會使襯套承載能力降低。因此，可以進(jìn)行逆向考慮，即當(dāng)襯套非承載區(qū)橢圓度變小，而襯套承載區(qū)橢圓度變大時，在相同條件下和正常幾何形狀襯套承載能力作比較。圖7為襯套非工作區(qū)橢圓度為-0.1 mm，工作區(qū)橢圓度為+0.1 mm時的油膜壓力分布圖，油膜中心最大壓力為163 MPa，相比正常幾何形狀襯套壓力增高，同時承載能力為24.145 MN，承載能力為正常幾何襯套的125%。因此，實(shí)際工作中可以通過適當(dāng)?shù)募庸な侄?，通過控制襯套承載區(qū)和非承載區(qū)的橢圓度來提高襯套的承載能力。

圖7 襯套非工作區(qū)、工作區(qū)橢圓度分別為-0.1 mm、+0.1 mm時油膜中心壓力分布圖

2 襯套變形的矯正

為減少油膜軸承襯套變形對承載能力的影響，需對變形進(jìn)行矯正。由于襯套的變形量不同，矯正時千斤頂?shù)膲毫χ狄残枰M(jìn)行調(diào)整，確保采用最小的載荷進(jìn)行矯正，減少襯套的殘余應(yīng)力，提高襯套的使用壽命。可以考慮采用有限元的方法來確定精確的襯套矯正載荷，避免在矯正過程中盲目加載，提升襯套矯正效率。仿真采用的襯套模型為1115-75規(guī)格油膜軸承，該規(guī)格型號油膜軸承應(yīng)用廣泛，同時屬于薄壁件，加工過程中產(chǎn)生的變形較大，需要矯正的數(shù)量較多。通過利用有限元仿真技術(shù)，對1115規(guī)格的襯套進(jìn)行計算，模擬襯套不同位移變形時載荷的大小分布，為襯套的矯正提供科學(xué)的理論依據(jù)。

2.1 仿真模型的前處理

圖8為襯套矯正的模型圖，模型分為三部分：支撐裝置(襯套矯正過程中的定位裝置)、加載裝置(該裝置為液壓千斤頂加載區(qū)域)、襯套。通過將支撐裝置固定，在加載裝置上使用液壓千斤頂加載，使襯套在載荷的作用下產(chǎn)生一定量的變形(位移)，為了更加能夠和實(shí)際相符合，考慮到其中支撐裝置和襯套外圓的曲率不一致，未加載時兩曲面處于線接觸，加載之后隨著零件變形逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)槊娼佑|。該規(guī)格襯套矯正裝置中襯套外圓半徑為597.5 mm，而支撐裝置和襯套外圓接觸處的曲率半徑為605 mm。計算的參數(shù)取材料的彈性模量為Ex=2.1×1011Pa，泊松比為0.3。

圖8 襯套矯正模型圖

仿真過程中因要求通過特定的位移變形量來求得襯套準(zhǔn)確的載荷，而由于輸入的變形量為1～11 mm，仿真過程中會涉及到大的位移變形，因此采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格能夠避免仿真中出現(xiàn)單元扭曲過大而造成計算不收斂狀況，同時需要在仿真過程中設(shè)置多個載荷步來完成整個仿真的加載過程，進(jìn)而避免一次性加載出現(xiàn)模型不收斂狀況。另外，襯套外圓曲面同時和加載裝置以及支撐裝置存在曲面接觸，屬于接觸非線性范疇，在計算時需要對非線性參數(shù)進(jìn)行設(shè)置，并且計算時需要關(guān)聯(lián)位移變形和載荷之間的關(guān)系，以上均增加了計算的難度。

圖9所示為仿真所建立的有限元模型，采用了六面體網(wǎng)格，在相同單元數(shù)量的前提下，六面體網(wǎng)格在計算過程中需要求解的方程少，計算效率高。在支承裝置處增加固定約束，在加載裝置曲面上施加x方向的12 mm的位移變形。

圖9 建立的有限元分析模型

2.2 仿真模型的后處理

圖10為加載裝置曲面施加x方向上12 mm位移變形時，整個模型的位移矢量變形圖，從圖中可見，此時整個模型最大的位移矢量為12.993 mm。

圖10 位移矢量變形圖

圖11為襯套矯正裝置投影截面的位移變形圖，從圖中可以看出在矯正過程中，襯套的曲面發(fā)生變形且并非正圓形。變形從量從矯正加載區(qū)域到固定約束區(qū)域逐漸降低。

圖11 矯正投影方向變形圖

圖12為矯正襯套時襯套應(yīng)力分布圖，在加載裝置設(shè)置為12 mm位移情況下，襯套最大等效應(yīng)力為400 MPa，已超過襯套材料屈服極限，因此襯套會產(chǎn)生除彈性變形外的塑性變形，若要更為精確的得出位移和載荷關(guān)系，計算時應(yīng)該考慮加入襯套材料的塑性應(yīng)力應(yīng)變等參數(shù)。

圖12 矯正襯套過程的應(yīng)力分布圖

如圖13所示為矯正襯套模型的位移和載荷的關(guān)系曲線。從圖中可見，加載裝置加載x方向的12 mm位移時，大約需要97 260 N的載荷。同時提取曲線上不同變形點(diǎn)的載荷，為需要矯正變形的襯套提供準(zhǔn)確的矯正載荷，提高襯套的矯正效率和規(guī)范性。

圖13 矯正襯套模型位移和載荷關(guān)系曲線

3 結(jié)論

根據(jù)分別考慮單因素和雙因素影響時，襯套內(nèi)孔變形(橢圓度變化)對油膜軸承承載能力的計算，得出不同因素時橢圓度對軸承承載能力和穩(wěn)定性的影響情況，進(jìn)一步對襯套變形的矯正進(jìn)行研究，得出如下結(jié)論：

(1)單因素影響情況下，由于油膜收斂區(qū)域的邊界變化造成的影響，隨著襯套非工作區(qū)域橢圓度的增加，導(dǎo)致油膜承載區(qū)域變窄，隨著襯套非承載區(qū)橢圓度的增加，其他條件相同情況下襯套的承載能力呈下降的趨勢。

(2)雙因素影響情況下，由于油膜軸承曲率變化不一致，隨著襯套橢圓度的增加，其他條件相同情況下襯套的承載能力呈下降的趨勢，且相比單因素變量時降低的更多。

(3)若進(jìn)行逆向考慮，則當(dāng)襯套非承載區(qū)橢圓度變小，而襯套承載區(qū)橢圓度變大時，在相同條件下和正常幾何形狀襯套承載能力相比有所增大。因此，可通過適當(dāng)?shù)募庸な侄?，通過控制襯套承載區(qū)和非承載區(qū)的橢圓度來提高襯套的承載能力。

(4)通過利用有限元仿真計算對襯套矯正進(jìn)行模擬，得出了不同襯套變形需要的矯正載荷，當(dāng)矯正加載裝置大于11 mm位移，襯套的最大等效應(yīng)力值超過其屈服強(qiáng)度，因此高階段的精確模型需要考慮到材料的塑性應(yīng)力和應(yīng)變參數(shù)，利用多線性隨動模型能夠得出更加精確的矯正載荷數(shù)值。