楊瓊，李健，姜紅喜

（四川宏華石油設備有限公司，四川 成都 610036）

傳動件運轉過程中，由于相對運動的摩擦生熱或高溫的工作環(huán)境都會產生高熱區(qū)域，該區(qū)域的熱膨脹可能影響傳動精度，也可能造成意外磨損，導致受力不均，造成結構偏載。以上影響對傳動部件的運轉都非常不利，甚至可能造成不可預期的事故。因此引入有限元熱和結構的耦合分析，在結構設計中提前計入熱膨脹的影響，可以為設計機械間隙和控制精度等提供參考。

以某頂驅主軸部件為例，擋圈與下端蓋之間的間隙設計只考慮了裝配及運轉的需求，沒有計入熱膨脹的影響，在實際使用過程中，由于長時間運行及軸內腔循環(huán)泥漿帶來的溫度，主軸溫度升高，導致?lián)跞﹄S主軸熱膨脹產生軸向位移，與下端蓋接觸，產生摩擦，影響主軸的正常運轉。本文以頂驅主軸和擋圈的熱和結構耦合分析為例，利用有限元法分析軟件建模，對主軸及擋圈進行瞬態(tài)熱分析，并以主軸瞬態(tài)熱分析的溫度場為依據，計算出主軸的熱變形，為主軸部件的設計奠定基礎，使設計者在設計階段就可以預測主軸的溫升和熱變形情況，并進行必要的改進。

1 有限元模型

1.1 材料設置

主軸材料為40CrNi2MoA，擋圈材料為Q235。材料的楊氏模量是衡量物體抵抗彈性變形能力大小的尺度，從微觀角度來說，則是原子、離子或分子之間鍵合強度的反映。凡影響鍵合強度的因素均能影響材料的彈性模量，如溫度變化。因此熱分析中需考慮材料楊氏模量及導熱性隨溫度的變化，具體參數(shù)設置如下表1、表2。

表1 材料楊氏模量

表2 材料熱導率

1.2 熱分析有限元模型

圖1 主軸和擋圈

圖1為主軸和擋圈示意圖。主軸電機內(圖2 A處)溫度為100℃，軸承接觸位置（圖2 B處）分別取200℃、250℃、300℃，內腔（圖2 C處）70℃。主軸電機內及軸承接觸位置取空氣介質對流系數(shù)，內腔由于有泥漿循環(huán)，取液體介質對流系數(shù)。

擋圈外表面（下圖3 A處）取電機內溫度100℃，內壁（下圖3 B處）取主軸對應位置分析得出的溫度。所有表面取空氣介質的對流系數(shù)。

圖2 主軸模型

圖3 擋圈模型

表3 熱分析邊界條件

表3為熱分析邊界條件，其中對流系數(shù)（Convection coefficient）是指物體表面與附近空氣溫差1℃，單位時間單位面積上通過對流與附近空氣交換的熱量。單位為W/(m2·℃)。表面對流換熱系數(shù)的數(shù)值與換熱過程中流體的物理性質、換熱表面的形狀、部位、表面與流體之間的溫差以及流體的流速等都有密切關系。物體表面附近的流體的流速愈大，其表面對流換熱系數(shù)也愈大。對流換熱系數(shù)的大致量級：空氣自然對流5～25；氣體強制對流20～100；水的自然對流200～1000；水的強制對流1000～15000；油類的強制對流50～1500；水蒸氣的冷凝 5000～15000；有機蒸汽的冷凝500～2000；水的沸騰2500～25000。

2 分析結果

2.1 熱分析結果

從瞬態(tài)熱分析的結果可以看出（見圖4、圖5），頂驅軸的溫度趨于穩(wěn)定時，最高溫度為軸承接觸位置，約230℃，最低溫度約70℃。

圖4 主軸瞬態(tài)熱分析云圖結果示例

圖5 主軸溫度變化時間歷程曲線示例

2.2 靜力分析結果

主軸分析對其上端面全約束，擋圈約束一個端面。為了對比結果，分別分析三種情況：（1）不計入熱影響，加載250t （case0）；（2）導入熱分析結果，不加250t（case1,2,3）；（3）導入熱分析結果加250t載荷（case1,2,3）。

從表4以及圖6～圖9可以看出，由于熱膨脹的影響，軸向受熱伸長量接近結構單純承載時的3倍，徑向變形由壓縮變?yōu)榕蛎?，不過變形量較小，可以忽略。隨著溫度升高，主軸各向伸長量逐漸減小。到200℃以上，主軸變形主要受熱膨脹影響，載荷對主軸變形影響基本可以忽略。針對這一現(xiàn)象，發(fā)現(xiàn)原設計中擋圈與下端蓋間隙設置過小，在考慮裝配和運轉需求的間隙后，還必須設置大于2mm的間隙余量，否則使用中可能造成間隙被吃掉，會影響主軸正常運轉?？紤]熱影響，重新設計擋圈，調整間隙后主軸運轉正常。

表4 熱結構耦合分析結果對比

圖6 主軸靜力分析模型

圖7 擋圈靜力分析模型

3 結語

通過對頂驅主軸進行熱結構耦合分析，預測了主軸熱平衡狀態(tài)，并求解出主軸及擋圈的熱變形，為主軸部件的設計提供理論指導，以便設計者進行必要的改進。

圖8 軸向伸長趨勢圖

圖9 徑向伸長趨勢圖