大直徑重載橢圓軸承熱彈性能分析

大直徑重載橢圓軸承熱彈性能分析

近年來，隨著我國大型機械機械技術(shù)的引進、消化、吸收和創(chuàng)新，機組容量不斷增加，關(guān)鍵部件的尺寸和負(fù)荷也在增加。例如，設(shè)計壓力為3.0mpa，甚至為4mpa。然而，根據(jù)中國的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和教材，旋轉(zhuǎn)軸承的旋轉(zhuǎn)壓力的允許范圍通常為1.6ma至2.0mpa之間。如果這些高比壓軸承的安全性能，軸瓦的彈性變形將不會發(fā)生?；谶@種比例，軸承的尺寸是否可以簡單地增加，關(guān)鍵的設(shè)計數(shù)據(jù)是否可以不變，以及當(dāng)前的軸承性能是否得到充分要求。這是相關(guān)公司軸承設(shè)計師面臨的基本問題。國內(nèi)某核電站采用最新EPR三代核電技術(shù)研制的單機容量1750MW級核電半速發(fā)電機,是目前世界上最大核能發(fā)電機組,試驗時采用橢圓軸承支承,具有大直徑、重載等顯著特點,必須研究大直徑重載下軸瓦的熱彈性變形對軸承性能的影響。目前較為成熟的熱彈性流體動力潤滑模型［1－4］考慮了軸瓦的熱變形和彈性變形。Conway［5］等人詳細(xì)研究了軸瓦彈性變形與油膜壓力、油膜厚度和其它靜特性的關(guān)系,但是一維Winkler假設(shè)的仿真結(jié)果與實際工程測試數(shù)據(jù)偏差甚大。Singh［6］和Fantino［7，8］等采用三維EHD和EHL等理論計算了彈性變形下的橢圓軸承溫度場、壓力場以及最小膜厚等。上海大學(xué)的張國賢等［9，10］采用三維有限元法對彈性金屬塑料軸瓦的彈性變形進行了計算。孫運會等［11］采用有限差分法求解簡化形式的N-S方程和ANSYS分析空軸和軸瓦的彈性變形。何芝仙等［12］采用柔度矩陣法來研究徑向滑動軸承的彈流潤滑問題及數(shù)值計算方法,但是柔度矩陣法以彈性位移與壓力成線性關(guān)系為前提,只是彈性變形的一種簡化求解方法。彈流潤滑相比于經(jīng)典潤滑理論能更好的滿足實際情況,但計算復(fù)雜,離簡便、高效的工程設(shè)計需求還有差距,同時對于大型重載滑動軸承的算法還有待進一步研究［13，14］。油膜厚度是影響軸承溫度、壓力和振動等性能的主要因素,本文主要借助課題組軟件和ANSYS商用軟件研究大直徑、重載下的瓦塊熱彈變形對軸承性能的影響,并提出通過改變瓦塊約束方式或結(jié)構(gòu)參數(shù)兩種控制變形技術(shù)來改善性能的思路。1熱彈流潤滑對于滑動軸承,考慮軸承瓦體變形常用模型是熱彈流潤滑模型,其膜厚方程h(x,z)可表達為:當(dāng)軸承載荷較大時,軸承瓦體會因為壓力和溫度而出現(xiàn)熱彈變形,進而影響到軸承的膜厚分布,并以此影響到軸承性能。對于此類問題,熱彈流潤滑相比于經(jīng)典潤滑理論能更好的滿足實際情況,但計算復(fù)雜,離簡便、高效的工程設(shè)計需求還有差距。本研究通過課題組軟件與商用ANSYS迭代進行軸承性能的計算,通過軸承性能計算軟件求解雷諾方程,分別將得到的壓力分布和溫度帶入ANSYS計算瓦體變形,再把得到的變形代回雷諾方程,以此循環(huán),通過終止條件得到計入瓦體變形的軸承性能以及軸承實際的瓦面變形。2行雷方程的求解瓦體熱彈性變形的求解方法很多,熱彈流潤滑理論可以進行計入變形進行雷諾方程的求解,但由于計算的復(fù)雜性,目前并沒有得到廣泛的應(yīng)用。本部分基于商用ANSYS軟件進行由于軸承壓力和溫度分布而引起的熱彈性變形量的計算,為后文進行計入瓦體變形的軸承性能計算提供基礎(chǔ)。2.1有限元模型建立的實驗設(shè)計橢圓軸承的建模在ANSYS13.0Workbench中進行,同時為了兼顧計算效率以及與軸承性能計算軟件接口時網(wǎng)格劃分,對實際的橢圓軸承模型進行簡化處理,不計進油邊油槽、倒角、孔等復(fù)雜結(jié)構(gòu)的影響。軸承瓦體材料選為結(jié)構(gòu)鋼,其彈性模量、泊松比等設(shè)計變形量計算的相關(guān)參數(shù)參見表1。在ANSYS有限元Workbench中建立軸承三維模型,其中軸承瓦體內(nèi)徑為Φ800mm,瓦包角為150°,比壓2.54MPa。周向150°包角范圍內(nèi)共劃分20格,軸向劃分8個網(wǎng)格,這樣共計160個節(jié)點。采用網(wǎng)格掃掠劃分方法得到的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示,軸承在ANSYS中施加的約束情況為:1、3為分別為軸瓦外表面上方、下方中央?yún)^(qū)域,2、4為軸承外表面內(nèi)上下瓦塊的相接線,對于1面施加約束情況為:切向位移為0,徑向、軸向自由;3面施加約束情況為:徑向、切向位移為0,軸向自由;2、4線施加約束情況為:豎直方向位移為0,水平方向及軸向自由;其它表面自由。2.2油膜壓力和溫度分布載荷和約束是進行ANSYS靜態(tài)結(jié)構(gòu)求解的必要條件,載荷邊界條件為利用課題組軸承計算軟件得到的軸承壓力分布和溫度分布。軸承上瓦所承受的油膜壓力較小,與下瓦相比可忽略不計,因此,軸承彈性變形分析的過程中,只分析油膜壓力對下瓦變形的影響,軸承瓦體下表面采用全部固定的方式。額定轉(zhuǎn)速1500r/min下軸承的油膜壓力分布計算結(jié)果如圖3所示,其中軸向8個節(jié)點,周向21個節(jié)點,恰好與網(wǎng)格劃分節(jié)點一致。計算的壓力分布結(jié)果,從進油邊開始,油膜壓力逐漸增加,最高點出現(xiàn)在軸向中分面,周向角大概為82.5°的地方,其最高壓力值為8.6MPa,與軸承比壓的比值為3.46。過了最高點以后,壓力又逐漸下降,大概在周向120°處油膜破裂,壓力又變?yōu)?,失去承載能力。將得到的2油膜壓力計算結(jié)果作為下瓦內(nèi)表面的壓力載荷,按照各節(jié)點對應(yīng)順序加載到Ansys模型中。處于穩(wěn)定運行的軸承,其潤滑油膜摩擦生熱相當(dāng)于一個熱源,因此可利用課題組軟件計算得出的油膜溫度分布作為軸瓦內(nèi)表面的邊界條件(溫度載荷)。對于外表面,主要考慮其與環(huán)境接觸對流和熱輻射,對流換熱系數(shù)取為25W/(m2·℃),內(nèi)表面溫度取為油膜溫度,兩進油邊處取進油溫度40℃,忽略輻射散熱的影響。橢圓軸承的下瓦油膜溫度場分布圖4所示,從進油邊開始,油膜溫度逐漸增加,到出油邊時溫度達到最大。但由于軸承下瓦為承載瓦,所以油膜溫升較大,橢圓軸承最高溫度約為65.115℃;上瓦最高溫度約為46.775℃。將得到的油膜溫度計算結(jié)果作為軸承內(nèi)表面的溫度載荷,加載到ANSYS模型中。2.3熱彈徑向變形分布在前述建模、網(wǎng)格劃分、載荷及約束施加的基礎(chǔ)上,本小節(jié)在ANSYS中進行軸承軸承彈性變形和熱變形的仿真及結(jié)果分析。圖5為下瓦外表面被全部約束時,額定轉(zhuǎn)速1500r/min下軸承下瓦的彈性總變形情況。該圖中的變形為標(biāo)量,各個點的變形為各方向變形矢量疊加所得總和的模。從圖中可以看出,軸承下瓦彈性變形量從進油邊起逐漸增大,到最大油膜壓力處達到最大,之后逐漸減小。變形量呈軸向?qū)ΨQ分布,最大變形量的位置出現(xiàn)在軸向中央,大小為8.96μm。總體變形情況與油膜壓力分布基本一致。圖6給出軸承內(nèi)表面的變形情況。由于軸向變形對油膜壓力影響較小,故在此只列出徑向變形情況。橢圓軸承內(nèi)表面徑向最大變形量為7.23μm,出現(xiàn)在最大油膜壓力處,方向沿徑向向外。具體變形量如圖7所示。將油膜壓力及溫度載荷同時加載到模型上,得到如圖10所示的熱彈徑向變形云圖。橢圓軸承的最大變形為367.74μm,出現(xiàn)在下瓦出油邊處徑向最外側(cè),軸承單邊側(cè)隙增加262.5μm,頂隙減小145μm。具體變形量如圖11所示,上瓦內(nèi)表面的最大徑向變形297.32μm,出現(xiàn)在上瓦進油邊處。下瓦內(nèi)表面的最大徑向變形266.73μm,出現(xiàn)在下瓦出油邊處。3材料的思想分析及仿真計算在前述章節(jié)軸承性能仿真及瓦體變形計算的基礎(chǔ)上,利用本文提出的計入瓦體變形的軸承性能計算方法及流程對某大尺寸橢圓軸承(表2)進行計入瓦體變形的軸承性能仿真計算,并和經(jīng)典潤滑理論模型的性能對比分析,探討軸承瓦體變形對軸承性能的影響。3.1軸瓦彈性變形靜態(tài)特性軸承的靜態(tài)性能主要包括溫度、壓力、流量、摩擦阻力、功耗和最小膜厚,其中最高瓦溫和最小膜厚是重點關(guān)注的數(shù)據(jù)。額定轉(zhuǎn)速(1500r/min)下,計入瓦體變形的軸承性能計算結(jié)果如表3所示。計入彈性變形后,流量減小導(dǎo)致平均溫升有所增大,同時其它數(shù)據(jù)如最小膜厚和功耗等有所增大,總體上軸瓦彈性變形對軸承的靜態(tài)性能影響很小;由于熱變形的數(shù)據(jù)在102數(shù)量級,相對不計變形的靜態(tài)參數(shù),各靜態(tài)性能數(shù)據(jù)變化較大,最小膜厚減小約13μm,平均溫升增大0.59℃,同時,流量減小,摩擦阻力和功耗增大。圖12是不計變形和計入彈性變形與熱變形三種情況下軸承下瓦最高油膜壓力對比圖,未計入變形時最高油膜壓力計算結(jié)果為8.206MPa,與該軸承的比壓的比值為3.28;計入彈性變形時最高油膜壓力8.138MPa,與該軸承的比壓的比值為3.26;計入熱變形時最高油膜壓力8.556MPa,與該軸承的比壓的比值為3.42,兩者同時出現(xiàn)在周向82.5°左右。3.2軸承剛度阻尼系數(shù)軸承動態(tài)性能主要分析額定轉(zhuǎn)速下的軸承剛度和阻尼,額定轉(zhuǎn)速(1500r/min),計入瓦體變形的軸承剛度阻尼系數(shù)如下表4所示。計入彈性變形后,軸承垂直主剛度和垂直主阻尼相對不計變形的計算結(jié)果變化較小;熱變形時的軸承動特性相比不計變形時,垂直主剛度和垂直主阻尼相對有所增大,其中垂直主剛度相對變化最大為0.6×108N·m－1,交叉剛度有所增大,約為0.1×109N·m－1。3.3軸承的約束方式基于上面的研究,軸承的變形~膜厚~性能之間存在一定的映射關(guān)系,對于較大變形的影響,可通過改變瓦塊約束方式或結(jié)構(gòu)參數(shù)兩種控制變形技術(shù)來改善軸承性能。圖13a所示的軸承施加約束為:下瓦外表面徑向和切向固定,軸向自由,與第二部分軸承的約束方式相比該約束方式更為嚴(yán)格,本文稱之為過約束方式;圖13b)所示的軸承施加約束情況:直線指向的3面與第二部分中3面相比,軸向?qū)挾茸優(yōu)檩S承寬度的一半,位于下瓦外表面中央?yún)^(qū)域,其余約束相同,該約束方式稱為欠約束方式。圖14是下瓦瓦背不同開槽角度的軸承結(jié)構(gòu)圖,對兩種結(jié)構(gòu)的軸承進行分析,以下瓦瓦背開槽角度為67.5°為例,表5列出了考慮熱變形下的瓦背開槽和不開槽時的部分軸承特性,從中可以看出,考慮熱變形時,開槽后的油膜壓力減小約0.24MPa,最小油膜厚度增大26μm,有效的抑制了不開槽時熱變形帶來的最大油膜壓力增大、最小油膜厚度減小等影響。3.4轉(zhuǎn)子浮起情況的測量與仿真對比在某動平衡機上進行了表2所述非開槽橢圓軸承的靜動特性測試。圖15是利用靜止和各穩(wěn)定轉(zhuǎn)速(500r/min,750r/min,1000r/min,1250r/min,1500r/min,1600r/min)下轉(zhuǎn)子軸振測試數(shù)據(jù)繪制的軸頸中心靜態(tài)平衡點的變化軌跡,獲取轉(zhuǎn)子浮起情況,根據(jù)不同轉(zhuǎn)速下軸振的直流分量,可以近似推算在定轉(zhuǎn)速下的測點處油膜厚度情況。隨著轉(zhuǎn)速的上升,最小油膜厚度逐漸增大,轉(zhuǎn)子上浮,額定轉(zhuǎn)速時的最小油膜厚度約為254μm,與表5中最小膜厚187.7μm誤差較大,這是由于試驗過程中動平衡擺架的振動過大,測量獲得軸振動信號較差所導(dǎo)致的。表6是1500r/min下5個壓力測點(PQ1、PQ2距離出油邊60°,PQ3、PQ4、PQ5距離出油邊95°)的測試與仿真數(shù)值對比,高壓測點的實測值略高于仿真壓力值,低壓區(qū)的測試結(jié)果則相反,最大誤差為3.16%;由于額定轉(zhuǎn)速下的實測油膜壓力和仿真計算的油膜壓力誤差較小,可以間接地判斷仿真的最大油膜壓力8.5MPa(表6中最大壓力為8.56MPa)是準(zhǔn)確的(見圖16)。4熱彈變形仿真分析(1)對于大型重載軸承,典型結(jié)構(gòu)的橢圓軸承的瓦塊熱變形量與油膜厚度處于同一個數(shù)量級,瓦塊熱變形對軸承靜動特性的影響遠大于表面彈性變形的影響,計入熱變形后性能變差,最大油膜壓力增大,平均溫升增大,最小油膜厚度減小。(2)大型重載典型結(jié)構(gòu)軸承熱彈變形導(dǎo)致性能變差,為此提出了通過改變瓦塊約束方式、結(jié)構(gòu)拓?fù)浠騾?shù)來控制變形,使軸承性能因熱彈變形而改善,這為重載軸承的優(yōu)化設(shè)計和承載能力提升提供了新的思路,有仿真驗證例。圖8為橢圓軸承上下瓦徑向熱變形分布云圖,圖中變形量大于零表示軸瓦向外膨脹,可以看出軸承下瓦沿徑向向外膨脹,上下瓦的最