考慮保持架接觸碰撞的圓錐滾子軸承動力學(xué)仿真分析

考慮保持架接觸碰撞的圓錐滾子軸承動力學(xué)仿真分析

0保持架動力學(xué)分析與同結(jié)構(gòu)的軸承相比，軸承具有承載能力強(qiáng)、抗沖擊負(fù)荷強(qiáng)的特點(diǎn)，在重型旋轉(zhuǎn)設(shè)備中得到廣泛應(yīng)用。旋轉(zhuǎn)過程中，內(nèi)套筒壓板與螺母、螺母和保持架之間的動態(tài)接觸關(guān)系比靜態(tài)負(fù)荷多。由于接觸狀態(tài)的不穩(wěn)定性振動和影響，整個系統(tǒng)可能會崩潰或失敗。隨著科學(xué)技術(shù)的快速發(fā)展和科學(xué)技術(shù)的成熟，利用動態(tài)理論和有限方法研究和分析旋轉(zhuǎn)軸承的運(yùn)動狀態(tài)和動態(tài)特征，可以為優(yōu)化設(shè)計(jì)、故障診斷和動態(tài)穩(wěn)定性提供基礎(chǔ)。以滾子軸承30206為例,在ANSYS/LS-DYNA中建立考慮保持架的接觸碰撞作用的圓錐滾子軸承的動力學(xué)分析有限元模型,運(yùn)用LS-DYNA求解器對運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下受徑向載荷和軸向預(yù)緊載荷聯(lián)合作用的圓錐滾子軸承的動力學(xué)特性和滾子與保持架的接觸碰撞作用進(jìn)行計(jì)算分析,并且求解滾子軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的運(yùn)動學(xué)特征參數(shù)與力學(xué)性能參數(shù),對保持架的動力學(xué)響應(yīng)特性進(jìn)行分析.1ls-dyna的動力學(xué)分析方法LS-DYNA是以非線性顯示動力學(xué)分析為主的有限元求解器.該算法采用直接積分法中的中心差分格式,能夠高效率地解決各種復(fù)雜的幾何非線性、材料非線性和接觸非線性等問題,同時也可以求解傳熱、流體及流固耦合問題.在對工程問題進(jìn)行分析時,采用顯示動力學(xué)方法對滾子軸承進(jìn)行動力學(xué)分析,LS-DYNA對單元采用如下的求解方程:式中:LS-DYNA的顯示時間積分采用直接積分法中的中心差分格式對運(yùn)動方程積分.根據(jù)中心差分法,節(jié)點(diǎn)速度與加速度用位移表示為:式中:Δt為時間間隔.將上式代入式(1)中便可得到各個離散解時間點(diǎn)上的單元平衡方程:給定單元運(yùn)動的初始條件和一定的起步計(jì)算方法,就可運(yùn)用式(3)求解單元節(jié)點(diǎn)某一個時刻的位移值,根據(jù)位移值便可計(jì)算出加速度、應(yīng)力、應(yīng)變等量.2圓公司的有限模擬模型2.1建立有限元模型以圓錐滾子軸承30206為研究對象,其軸承系統(tǒng)的幾何參數(shù)如表1所示,在ANSYS/LS-DY-NA中進(jìn)行自底向上的實(shí)體建模,由于軸承結(jié)構(gòu)的邊緣和軸承的內(nèi)部倒角影響應(yīng)該會很小,為了便于有限元網(wǎng)格劃分,節(jié)省計(jì)算時間,在建模時將其忽略.在劃分網(wǎng)格中有限元單元選用SOLID164單元,采用掃略、映射和自由分網(wǎng)相結(jié)合的網(wǎng)格劃分方法,內(nèi)外圈與圓錐滾子采用六面體網(wǎng)格劃分,筐型保持架采用四面體網(wǎng)格劃分,并且在各部件接觸區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化控制,以提高求解精度.圓錐滾子軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)工作中,其內(nèi)圈與軸之間為過盈配合,外圈固定在軸承支座內(nèi),因?yàn)镾OLID164單元本身沒有旋轉(zhuǎn)自由度,將內(nèi)圈內(nèi)表面和外圈外表面定義為剛性表面,限制外圈外表面所有自由度,內(nèi)圈限制徑向的轉(zhuǎn)動自由度和軸向的移動自由度.滾子軸承有限模型如圖1所示,有限元模型共計(jì)有160160個節(jié)點(diǎn),140249個單元.將軸承內(nèi)外套圈、圓錐滾子、筐形保持架均設(shè)置為線彈性體材料.在有限元模型中,內(nèi)外套圈和圓錐滾子的材料均為軸承鋼,材料特性相同,彈性模量為2.07×102.2接觸對的生成圓錐滾子軸承在隨軸旋轉(zhuǎn)過程中,作為滾子的圓錐滾子與內(nèi)外套圈的滾道表面、內(nèi)圈擋邊、保持架兜孔之間都發(fā)生接觸.在分析時選用面-面的接觸方式,定義圓錐滾子外表面為接觸面,內(nèi)圈外表面、外圈內(nèi)表面和保持架兜孔面為目標(biāo)面,共生成51個接觸對.經(jīng)多次試算,考慮軸承內(nèi)部組件之間有潤滑油的作用,將圓錐滾子與內(nèi)外套圈之間的靜摩擦系數(shù)取為0.2,動摩擦系數(shù)取為0.1;圓錐滾子與筐形保持架兜孔內(nèi)表面之間的靜摩擦系數(shù)為0.05,動摩擦系數(shù)取為0.02圓錐滾子軸承有限元動力學(xué)模型同時受到徑向載荷與轉(zhuǎn)速影響時,一般不會立刻達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài),可能會產(chǎn)生較大沖擊,使得受載的滾子數(shù)目改變,致使后期求解不穩(wěn)定甚至?xí)?dǎo)致中斷.為了真實(shí)模擬軸承在正常運(yùn)轉(zhuǎn)條件下的動態(tài)特性,對圓錐滾子軸承先在前0.003s內(nèi)圈內(nèi)表面單獨(dú)施加徑向載荷和預(yù)緊載荷,然后在有限元模型達(dá)到穩(wěn)定的承載時,在0.003~0.007s的時間內(nèi)再對內(nèi)圈施加轉(zhuǎn)速載荷.3確定求解節(jié)點(diǎn)根據(jù)實(shí)際工作條件,徑向受力300N,載荷施加方式為RBFY,方向在重力加速度方向,施加在內(nèi)圈剛性內(nèi)表面上,并根據(jù)安裝定位的要求,在軸向?qū)S承進(jìn)行預(yù)緊,預(yù)緊力為144N,施加在內(nèi)圈大端表面上,轉(zhuǎn)速為6000r/min.選取相關(guān)節(jié)點(diǎn)進(jìn)行標(biāo)記如下:N1586為圓錐滾子軸承內(nèi)套圈滾道上的節(jié)點(diǎn),N25208為圓錐滾子表面與內(nèi)外套圈滾道接觸的節(jié)點(diǎn),N76301為保持架兜孔內(nèi)表面與滾子滾道接觸的節(jié)點(diǎn).取求解時間為0.1s,在LS971求解器中進(jìn)行求解,在后處理界面查看相關(guān)結(jié)果并進(jìn)行評價.3.1保持架和滯后的均勻方式圖2為上述選定的三個不同部位節(jié)點(diǎn)的節(jié)點(diǎn)振動響應(yīng)曲線,由于轉(zhuǎn)速是在0.003s之后的時間段內(nèi)施加的,因此在0.003s之后軸承內(nèi)圈、滾子、保持架才開始產(chǎn)生響應(yīng).保持架上的節(jié)點(diǎn)與圓錐滾子上的節(jié)點(diǎn)稍滯后于內(nèi)圈滾道上的接觸點(diǎn),這體現(xiàn)了在初始狀態(tài)圓錐滾子與套圈之間存在靜摩擦作用;從套圈和保持架上節(jié)點(diǎn)的振動曲線軌跡可以看出軸承內(nèi)圈和保持架的運(yùn)動規(guī)律比較簡單,近似呈現(xiàn)正弦曲線周期性變化,由于圓錐滾子的自轉(zhuǎn)而有明顯的小波峰和小波谷,滾子在滾道平面也有較規(guī)律的滾動.圖3為圓錐滾子接觸表面節(jié)點(diǎn)N25208的速度曲線,在前0.003s內(nèi)只有靜負(fù)荷的作用,因而速度近似為0;在0.003~0.007s對軸承內(nèi)圈施加轉(zhuǎn)速后的加速時間段,出現(xiàn)的第一個不正常波在加速階段內(nèi),之后內(nèi)圈引導(dǎo)滾子旋轉(zhuǎn),曲線上的波峰與波谷表示該節(jié)點(diǎn)與圓錐滾子軸承內(nèi)外圈接觸時刻的速度值.運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)后速度曲線波峰的平均值為12.91m/s,根據(jù)理論計(jì)算的結(jié)果為12.79m/s,誤差為0.9%.理論上外圈固定,在接觸的瞬間其速度應(yīng)為0,但從速度曲線來看波谷在0之上,可見滾子與套圈滾道之間存在一定量的滑動,則滾子與套圈之間的運(yùn)動關(guān)系并不是純滾動,有一定的打滑現(xiàn)象.3.2建立等效應(yīng)力仿真模型圖4為在0.003s、0.00525s、0.06025s時刻時的滾子的等效應(yīng)力云圖結(jié)果,這三個時刻分別對應(yīng)滾子軸承的徑向載荷與周向預(yù)緊力加載階段0~0.003s、施加轉(zhuǎn)速載荷階段0.003~0.007s、滾子軸承正常工況運(yùn)轉(zhuǎn)階段0.007~0.1s三個時間段.對比分析可知.對于圓錐滾子,在加載階段,其等效應(yīng)力的分布規(guī)律與實(shí)際接觸理論具有較好的一致性.t=0.003s、0.00525s、0.06025s三個時刻圓錐滾子切片應(yīng)力云圖可以看出,軸承最大等效應(yīng)力為479.9MPa.由于圓錐滾子軸承的滾子為直線滾子,未經(jīng)修形,且在建模時忽略了工藝倒角,在滾子端部與內(nèi)外套圈擋邊接觸部位存在一定程度的應(yīng)力集中現(xiàn)象.選取滾子表面接觸單元50898的等效力曲線如圖5所示,從滾子等效應(yīng)力曲線圖中可以看出,在靜力負(fù)荷的加載階段,該單元不在載荷承載區(qū)域,因此等效應(yīng)力很小,幾乎為零.在施加內(nèi)圈轉(zhuǎn)速的增加階段,圓錐滾子軸承運(yùn)轉(zhuǎn)時會受到滾子和內(nèi)圈之間的離心力和軸向預(yù)緊力的影響,從而滾子與內(nèi)外套圈滾道之間會產(chǎn)生碰撞和接觸,并且由于保持架兜孔間隙的存在,滾子與保持架之間也會發(fā)生接觸,所以在軸承實(shí)際工作工程中,滾子在非承載區(qū)域也會產(chǎn)生一定的應(yīng)力.在整個運(yùn)轉(zhuǎn)時間內(nèi),保持架與滾子公轉(zhuǎn)不到一周,滾子的選定單元僅在0.04~0.07s運(yùn)轉(zhuǎn)到軸承承載區(qū)域內(nèi)一次,隨后滾子經(jīng)過承載區(qū)域到非承載區(qū),接觸應(yīng)力變小并趨向平穩(wěn).3.3市場運(yùn)行規(guī)律圖6為保持架中心截面節(jié)點(diǎn)速度曲線,在徑向載荷與軸向預(yù)緊力的加載階段0~0.003s內(nèi),保持架為靜止?fàn)顟B(tài),在內(nèi)圈加速階段0.003~0.007s,其速度快速增加到比較穩(wěn)定的數(shù)值7m/s,呈現(xiàn)一定的波動.根據(jù)滾動軸承運(yùn)動學(xué)理論計(jì)算得到的保持架選定節(jié)點(diǎn)位置的公轉(zhuǎn)線速度值為7.728m/s,二者的誤差率為0.32%.在實(shí)際軸承運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中,柔性的筐形保持架與滾子之間存在動態(tài)接觸關(guān)系和沖擊,導(dǎo)致速度曲線的波動,計(jì)算結(jié)果更加真實(shí)地模擬了保持架的運(yùn)動狀態(tài).提取保持架在0.0525s時刻的等效應(yīng)力云圖如圖7,其最大值顯示為56.32MPa,應(yīng)力分布比較均勻,與滾子接觸的兜孔表面接觸應(yīng)力值較大,但無明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象.和滾子相比,筐形保持架的等效應(yīng)力較小,體現(xiàn)了保持架使?jié)L子均勻地隔開引導(dǎo)滾子在滾道轉(zhuǎn)動而非承載的作用.圖8是筐型保持架與滾子接觸部位節(jié)點(diǎn)70803的等效應(yīng)力時間歷程曲線,在0.003s時刻施加轉(zhuǎn)速會有較大的啟動加速度,因此會引起滾子和筐型保持架較大的動態(tài)沖擊,當(dāng)軸承轉(zhuǎn)速和載荷穩(wěn)定后,保持架與滾子的作用力減小,動態(tài)應(yīng)力相對穩(wěn)定在55MPa,存在較大的動應(yīng)力波動,計(jì)算結(jié)果表明保持架和滾子之間存在較大的碰撞作用,從而影響保持架的運(yùn)動穩(wěn)定性和疲勞壽命.4建立了均勻的運(yùn)動及疲勞特性基于滾動軸承的運(yùn)動學(xué)理論,運(yùn)用顯式動力學(xué)分析軟件ANSYS/LS-DYNA,建立考慮保持架的接觸碰撞作用的圓錐滾子軸承動力學(xué)分析有限元模型.在徑向載荷和軸向預(yù)緊載荷聯(lián)合作用工況下,計(jì)算分析了圓錐滾子軸承的運(yùn)動位移