陳曙光 張洪偉 蔡曉君

(北京石油化工學院機械工程學院)

深溝球軸承運轉(zhuǎn)過程顯式動力學數(shù)值仿真研究

陳曙光 張洪偉 蔡曉君

(北京石油化工學院機械工程學院)

基于顯式動力學有限元理論，應用ANSYS/LS-DYNA軟件建立了6014深溝球軸承的多體接觸力學模型?？紤]轉(zhuǎn)速和徑向載荷的作用，在一定工況條件下進行了動力學仿真研究，分析了軸承運轉(zhuǎn)過程中動態(tài)響應與接觸應力的變化規(guī)律。結(jié)果表明：仿真結(jié)果與理論計算結(jié)果相吻合。

深溝球軸承 顯式動力學 接觸碰撞 有限元模型

滾動軸承是傳遞運動和承受載荷的重要支撐轉(zhuǎn)動部件[1,2]。隨著旋轉(zhuǎn)機械朝著高轉(zhuǎn)速、高穩(wěn)定性、低噪聲和低振動的方向發(fā)展，滾動軸承的動態(tài)性能問題日益突出[3～5]。因此，對軸承進行動力學分析，掌握其接觸應力分布規(guī)律具有重要意義。

滾動軸承的力學模型經(jīng)歷了4個發(fā)展過程：靜力學分析、擬靜力學分析、擬動力學分析和動力學分析[5]。近年來，有限元方法、接觸算法等的不斷發(fā)展，促進了滾動軸承三維數(shù)值仿真的發(fā)展[6～11]。Stone B J利用計算機仿真模擬分析了球軸承中鋼球運動與摩擦特性的關系，結(jié)果表明，軸承工作時由于滾動體滾動而產(chǎn)生的離心力對軸承疲勞壽命會產(chǎn)生很大影響，限制了軸承最高轉(zhuǎn)速[6]。Wang J等采用全數(shù)值分析法，分別在純滾動、滑移-滾動、純滑動3種條件下進行了研究[7]。文獻[8,11]利用ANSYS/LS-DYNA對滾動軸承的運動過程進行了仿真分析。唐云冰等利用ANSYS研究了滾動軸承的載荷分布[10]。SKF、NSK及FAG等公司逐步采用有限元仿真軟件對滾動軸承的應力分布、多場耦合特性進行仿真計算，用于指導滾動軸承的設計、制造等，以提高軸承性能。

由于滾動軸承接觸區(qū)域的位置、大小、形狀及摩擦力分布等在分析前未知，而且會隨著外載荷的變化而改變，因此軸承接觸的動力學分析至關重要[11]。筆者以顯式動力學為基礎，以深溝球軸承6014為例，應用ANSYS/LS-DYNA建立了深溝球三維有限元模型，對軸承在一定速度和載荷下的運轉(zhuǎn)過程進行了動力學分析，為滾動軸承的工程設計與仿真提供一定參考。

1 顯式動力學分析的基本理論

LS-DYNA中顯式動力學分析采用中心差分方法。將位移函數(shù)按泰勒級數(shù)展開，得到前后差分公式為：

(1)

(2)

(3)

(4)

軸承系統(tǒng)的動力學求解方程為：

(5)

其中，M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；Qt為節(jié)點載荷向量。

將式(3)、(4)代入式(5)，得遞推公式為：

(6)

其中：

(7)

(8)

中心差分法中，只有在時間步長比臨界時間步長小的情況下，顯式分析求解才是穩(wěn)定的，即：

(9)

2 滾動軸承有限元模型的建立

2.1 滾動軸承結(jié)構(gòu)尺寸

滾動軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下[12]：

軸承外徑D110mm

軸承內(nèi)徑d70mm

軸承寬度B20mm

內(nèi)圈外徑d282mm

滾球數(shù)目 13個

球徑Dw13mm

外圈內(nèi)徑D298mm

筆者對建模過程進行了適當簡化，如軸承的倒角和邊棱對內(nèi)部應力影響很小，可以忽略不計。在ANSYS中完成深溝球軸承三維模型的建立。

2.2 單元類型與網(wǎng)格劃分

選用SOLID164單元進行網(wǎng)格劃分，滾動體和內(nèi)外圈采用六面體單元，保持架由于其結(jié)構(gòu)不規(guī)則，采用四面體劃分。由于SOLID164單元不具有旋轉(zhuǎn)自由度，為了模擬軸承轉(zhuǎn)動效應，將軸承內(nèi)圈內(nèi)表面設定為剛性面，利用SHELL163單元進行劃分，以便施加轉(zhuǎn)速和載荷。軸承有限元網(wǎng)格劃分如圖1所示，共75 282個節(jié)點，91 074個單元。

圖1 軸承有限元網(wǎng)格劃分

2.3 材料模型

由于筆者關注的是滾動體和內(nèi)外圈的受力與變形情況，因此將保持架定義為剛體，計算過程中，剛體內(nèi)的所有節(jié)點的自由度都耦合到其質(zhì)心上，僅有6個自由度，可以提高計算效率。將滾動體和內(nèi)外圈定義為彈塑性體，其中內(nèi)外圈和滾動體的材料均用GCr15鋼，保持架為冷軋鋼板，材料參數(shù)為：密度ρ=7830kg/m3，彈性模量E=206GPa，泊松比v=0.3。

2.4 接觸控制與邊界條件

根據(jù)實際軸承工作環(huán)境，外圈與軸承座緊固，將軸承外圈固定，約束所有自由度，內(nèi)圈施加徑向載荷和轉(zhuǎn)速。由于在有保持架的軸承中，滾動體與保持架的短期碰撞會使兩者保持高度動態(tài)相互作用，為避免瞬時加速帶來的影響，將轉(zhuǎn)速在0～5ms內(nèi)勻速加載。

接觸設置是處理軸承接觸關系的關鍵。由于運動過程中接觸區(qū)域具有不確定性，因此，采用自動面面接觸類型。將滾動體與內(nèi)外圈和保持架分別建立接觸對，假定靜摩擦系數(shù)分別為0.35、0.35和0.20，動摩擦系數(shù)分別為0.16、0.16和0.10[8,11]。

3 軸承動力接觸仿真分析

3.1 軸承運轉(zhuǎn)過程動態(tài)響應分析

在深溝球軸承運轉(zhuǎn)時，假定徑向載荷Fr=2kN，轉(zhuǎn)速為3 850r/min，分析該情況下的動態(tài)響應。

根據(jù)理論分析，假設溝道接觸處沒有嚴重打滑，則保持架的線速度vm是內(nèi)圈溝道線速度vi和外圈溝道線速度vo的平均值，滾動體的公轉(zhuǎn)速度與保持架一致[1]：

(10)

(11)

其中，ni為內(nèi)圈轉(zhuǎn)速；dm為節(jié)圓直徑；γ為無量綱系數(shù)，γ=Dcosa/dm，Dw為球直徑，a為接觸角；no為外圈轉(zhuǎn)速。

當外圈固定、內(nèi)圈有轉(zhuǎn)速時，保持架轉(zhuǎn)速nm為：

(12)

對于滾動體，除了公轉(zhuǎn)之外還有自轉(zhuǎn)。假定內(nèi)圈溝道和球接觸處沒有嚴重滑動，接觸點上球的線速度與溝道線速度相同，所以：

(13)

分別選擇軸承滾動體、內(nèi)圈和保持架上的某一節(jié)點，繪制沿x方向的位移曲線如圖2所示，其中A為滾動體，節(jié)點號11 189；B為內(nèi)圈，節(jié)點號5 673；C為保持架，節(jié)點號71 968?？梢钥闯觯瑑?nèi)圈、保持架和滾動體的節(jié)點運動都具有周期性的變化規(guī)律，內(nèi)圈做勻速轉(zhuǎn)動，滾動體公轉(zhuǎn)的同時自身還有自轉(zhuǎn)，位移曲線的波峰表示與滾動體外圈接觸的位置。內(nèi)圈節(jié)點位移曲線的一個公轉(zhuǎn)周期約15.58ms。保持架節(jié)點的位移公轉(zhuǎn)周期為36.80ms。滾動體節(jié)點的位移公轉(zhuǎn)周期為36.20ms，其自轉(zhuǎn)周期為4.30ms。由式(9)～(13)可以計算得出，保持架的理論周期為36.30ms，滾動體自轉(zhuǎn)的周期為4.34ms。仿真結(jié)果和理論結(jié)果是相吻合的。由于保持架存在兜孔間隙，軸承運轉(zhuǎn)過程中會出現(xiàn)滾動體和保持架打滑的現(xiàn)象，導致滾動體和保持架旋轉(zhuǎn)周期并不完全相同，這會導致兩者之間發(fā)生接觸碰撞。

圖2 滾動體、內(nèi)圈、保持架上某一節(jié)點的位移曲線

圖3為滾動體、內(nèi)圈、保持架節(jié)點的速度曲線?？梢钥闯?，內(nèi)圈在0.005s內(nèi)做加速運動，保持架隨著內(nèi)圈的加速而加速，在加速過程中，曲線有波動現(xiàn)象，這是由保持架和滾動體的碰撞所導致。加速完成后，保持架和內(nèi)圈的速度并不是保持不變，而是有微弱變化，這表明即使軸承在正常運轉(zhuǎn)情況下，也是有振動的。滾動體節(jié)點的速度呈現(xiàn)出強烈的變化性，這和圖2中滾動體節(jié)點位移曲線的周期性保持一致。

圖3 滾動體、內(nèi)圈、保持架上某一節(jié)點的速度曲線

圖4(D為外圈，節(jié)點號3 993)反映了軸承各部分的速度變化有較強的非線性。由于軸承在運轉(zhuǎn)過程中具有非線性變形，不可避免地會發(fā)生振動現(xiàn)象。滾動體的振動最為劇烈，內(nèi)圈振動較小，保持架次之，外圈振動最小。

圖4 滾動體、內(nèi)圈、保持架上某一

3.2 軸承的動態(tài)應力分布規(guī)律

圖5為軸承在不同時刻的等效應力云圖。滾動體的最大應力出現(xiàn)在滾動體與內(nèi)外圈的接觸區(qū)域。滾動體受力位置和應力最大值在軸承運轉(zhuǎn)過程中會發(fā)生變化。

a. t=10.2ms

b. t=20.4ms

圖6為滾動體節(jié)點7 552的等效應力曲線?？梢钥闯觯捎跐L動體在運轉(zhuǎn)過程中與保持架會有碰撞現(xiàn)象發(fā)生，導致滾動體應力波動變化。突然變化的曲線表示單元進入與內(nèi)外圈接觸的區(qū)域。

圖6 滾動體節(jié)點7 552的等效應力曲線

圖7為滾動體節(jié)點7 552在不同轉(zhuǎn)速下的等效應力曲線，與圖6對比可以發(fā)現(xiàn)，在一定范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速的增加會使?jié)L動體最大應力峰值出現(xiàn)的時間提前，但不會使?jié)L動體單元的最大應力值發(fā)生顯著變化。

a. 4 500r/min

b. 5 800r/min

4 結(jié)論

4.1 基于顯式動力學，建立了深溝球軸承有限元力學模型，在轉(zhuǎn)速和徑向載荷作用下進行了動力學分析。結(jié)果表明：滾動體的運動呈周期性變化規(guī)律，在每個周期內(nèi)，滾動體與內(nèi)外圈的接觸位置有所變化。由于滾動體和保持架旋轉(zhuǎn)周期并不完全相同，這會引起兩者之間的接觸碰撞。

4.2 軸承在運轉(zhuǎn)過程中，速度、加速度曲線具有強烈的非線性，不可避免地會發(fā)生振動，其中滾動體的振動最為劇烈，內(nèi)圈、保持架次之，外圈振動最小。

4.3 滾動體的最大應力出現(xiàn)在滾動體與內(nèi)外圈的接觸區(qū)域，軸承運轉(zhuǎn)過程中，滾動體受力位置發(fā)生變化，應力最大值也隨之發(fā)生變化。

4.4 在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)速提高會使?jié)L動體最大應力峰值出現(xiàn)的時間提前，但并不會使?jié)L動體單元的最大應力值發(fā)生顯著變化。

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MotionProcessNumericalSimulationforDeep-grooveBallBearingsBasedonExplicitDynamics

CHEN Shu-guang, ZHANG Hong-wei, CAI Xiao-jun
(CollegeofMechanicalEngineering,BeijingInstituteofPetrochemicalTechnology)

Basing on explicit dynamics theory and having ANSYS/LS-DYNA adopted, the multi-body contact mechanic model of a 6014 deep-groove ball bearing was established; considering the effects of the speed and load conditions, the dynamic response and contact stress variation of the bearings in motion were analyzed to show that, the simulation result coincides with the result theoretically calculated.

deep-groove ball bearing, explicit dynamics, multi-body contact, finite element model

北京石油化工學院優(yōu)秀人才培育計劃項目(14031821003-37)；北京石油化工學院科技創(chuàng)新資助項目(15031862005/047)。

陳曙光(1991-)，碩士研究生，從事機械產(chǎn)品現(xiàn)代設計和制造技術的研究。

聯(lián)系人張洪偉(1978-)，講師，從事數(shù)字化設計與仿真、先進制造技術、機械系統(tǒng)動力學的研究，zhanghw@bipt.edu.cn。

TQ055

A

0254-6094(2017)02-0208-05

2016-02-29，

2016-05-23)