基于ANSYS的負(fù)間隙回轉(zhuǎn)軸承靜力學(xué)分析

李佳佳

（江蘇安全技術(shù)職業(yè)學(xué)院，江蘇 徐州221011）

0 引言

回轉(zhuǎn)軸承可廣泛應(yīng)用于大型起重機(jī)、挖掘機(jī)、風(fēng)力發(fā)電機(jī)等重型機(jī)械的生產(chǎn)領(lǐng)域。但在風(fēng)力發(fā)電機(jī)領(lǐng)域，由于其特殊的工作條件和環(huán)境，其內(nèi)部需增加摩擦力矩。為了滿足較大的摩擦力矩，必須對回轉(zhuǎn)軸承的間隙進(jìn)行調(diào)整，以保證其保持負(fù)間隙要求。因此，負(fù)間隙回轉(zhuǎn)軸承的研究正逐漸受到軸承制造界的關(guān)注。

隨著CAD/CAE/CAM技術(shù)的發(fā)展，各種有限元軟件被廣泛應(yīng)用于軸承設(shè)計(jì)領(lǐng)域。利用有限元軟件研究了滾珠軸承[1]的載荷撓度、摩擦特性，對大型回轉(zhuǎn)支承采用相關(guān)的有限元軟件對軸承壽命和載荷分布進(jìn)行了研究[2]。所得結(jié)果表明，有限元軟件可以很好地應(yīng)用于軸承設(shè)計(jì)領(lǐng)域。孫偉[3]利用ANSYS中的非線性接觸模型計(jì)算了哥特式弧形軸承的變形和載荷。但對于負(fù)間隙、四接觸點(diǎn)回轉(zhuǎn)軸承，其研究只是建立在理論計(jì)算的基礎(chǔ)上。伍生[4]計(jì)算了不同負(fù)間隙回轉(zhuǎn)軸承在零載荷作用下鋼球與內(nèi)外圈的接觸載荷，計(jì)算過程十分復(fù)雜。

本文采用有限元法計(jì)算回轉(zhuǎn)軸承的應(yīng)力分布和位移變形，并提出負(fù)間隙與接觸應(yīng)力之間的關(guān)系。

1 回轉(zhuǎn)軸承的有限元分析

1.1 回轉(zhuǎn)軸承有限元模型

一般回轉(zhuǎn)軸承的載荷工況基本相同，主要有軸向載荷Fa、徑向載荷Fr和彎矩Mt，如圖1所示，其中，軸向荷載和彎矩是主要荷載。本文利用Pro-E軟件建立回轉(zhuǎn)軸承模型，將其轉(zhuǎn)換為.igs文件，然后導(dǎo)入ANSYS。本文根據(jù)實(shí)際承載能力，分別分析了軸向載荷和傾覆力矩對回轉(zhuǎn)軸承的影響，主要研究內(nèi)、外圈滾道和鋼球的承載情況。

圖1 四點(diǎn)接觸球軸承結(jié)構(gòu)示意圖

在建立軸承模型時(shí)，考慮回轉(zhuǎn)軸承在軸向載荷作用下尺寸和載荷的對稱性，建立了四分之一的有限元模型，以節(jié)省計(jì)算時(shí)間，提高計(jì)算效率。在受彎矩作用時(shí)，由于半個(gè)回轉(zhuǎn)軸承受壓載荷和另一半受拉載荷的影響，在有限元分析中使用了一半的軸承模型。通過改變鋼球直徑來調(diào)整負(fù)間隙值，得到負(fù)間隙與接觸應(yīng)力之間的關(guān)系。該模型可以用三維實(shí)體單元SOLID 92進(jìn)行網(wǎng)格化。如圖2所示，有限元模型包括整體有限元模型、半有限元模型和四分之一有限元模型。

圖2 回轉(zhuǎn)軸承有限元模型

內(nèi)/外滾道與鋼球之間的接觸單元類型為節(jié)點(diǎn)，接觸面的元素是CONTA175，物體表面的元素是TARGE170[5]。在內(nèi)滾道與球的接觸副中，內(nèi)滾道為接觸面，目標(biāo)面為鋼球；在外滾道和鋼球之間，外滾道是接觸面，不同球徑的回轉(zhuǎn)軸承節(jié)點(diǎn)和單元數(shù)不相同。

端部的內(nèi)圈根據(jù)回轉(zhuǎn)軸承的實(shí)際工作情況，受主載荷的影響。當(dāng)軸承受傾覆力矩時(shí)，回轉(zhuǎn)軸承的一半受壓，另一半被拉。它們的邊界條件是（1）內(nèi)圈內(nèi)邊和外圈外緣上的所有節(jié)點(diǎn)自由度都受到全方位約束；（2）外層的所有節(jié)點(diǎn)自由度均受軸向約束；（3）對稱平面上的所有節(jié)點(diǎn)自由度都是對稱約束。軸承參數(shù)如表1所示。

表1 回轉(zhuǎn)軸承模型參數(shù)值

1.2 有限元分析結(jié)果

接觸計(jì)算時(shí)采用彈性接觸理論，以提高效率和提高精度。在ANSYS計(jì)算過程中，接觸面積會(huì)發(fā)生變化，因此，接觸剛度應(yīng)隨解的進(jìn)行而改變。重新定義了加載步驟之間的接觸剛度，通過設(shè)置單元類型KEYOPT可以自動(dòng)調(diào)整。由于本文所討論的是靜態(tài)分析，所以不考慮摩擦問題，因此KEYOPT設(shè)為粗糙。在有限元分析的基礎(chǔ)上，鋼球在所有工況下都受到最大應(yīng)力作用，分析結(jié)果表明，在不同負(fù)間隙的回轉(zhuǎn)軸承中，內(nèi)外圈和鋼球的應(yīng)力和位移分布相似。在本文中，只選擇一個(gè)軸承，其理論負(fù)間隙值為-0.02 mm，從圖3可以看出應(yīng)力和位移的分布。

（續(xù)下圖）

（接上圖）

圖3 軸向載荷作用下內(nèi)外滾道和鋼球有限元模型的云圖

從圖2可以看出，最大應(yīng)力位置在角分布上。從應(yīng)力云圖中可以看出，它們最大應(yīng)力的位置與云圖中位移的位置是對應(yīng)的，都在角接觸處。

根據(jù)圖4可以清楚地看到傾覆力矩作用下回轉(zhuǎn)支承的應(yīng)力和位移分布。最大應(yīng)力出現(xiàn)在與拉力和壓力交界處，而最小應(yīng)力出現(xiàn)在接頭處。隨著力矩的增大，應(yīng)力逐漸增大。最大應(yīng)力達(dá)到215 MPa，在相同的載荷工況和回轉(zhuǎn)軸承參數(shù)下，這和文獻(xiàn)[7]的理論計(jì)算結(jié)果208 MPa數(shù)值比較接近。

（續(xù)下圖）

（接上圖）

圖4 傾覆力矩作用下內(nèi)外滾道和鋼球有限元模型的云圖

圖5計(jì)算了回轉(zhuǎn)軸承接觸應(yīng)力隨負(fù)間隙變化而變化，通過改變鋼球的直徑尺寸來改變負(fù)間隙值，當(dāng)鋼球直徑為15 mm時(shí)，負(fù)間隙為0，隨著鋼球直徑增大，負(fù)間隙值的絕對值逐漸增大。結(jié)果表明，回轉(zhuǎn)軸承在軸向載荷作用下，內(nèi)外圈接觸應(yīng)力隨負(fù)間隙絕對值的增大而逐漸增大。通過鋼球和內(nèi)外滾道接觸應(yīng)力結(jié)果的比較，發(fā)現(xiàn)鋼球接觸應(yīng)力梯度變化最大，而內(nèi)圈滾道接觸應(yīng)力變化較為平穩(wěn)。此外，鋼球的接觸應(yīng)力大于內(nèi)外圈滾道。回轉(zhuǎn)軸承在受傾覆力矩作用時(shí)，其外圈滾道和鋼球接觸應(yīng)力隨著負(fù)間隙絕對值的增大而逐漸增大。內(nèi)圈滾道的接觸應(yīng)力在傾覆力矩作用下，隨負(fù)間隙變化不大，比較穩(wěn)定[6]。

圖5 不同負(fù)間隙下的內(nèi)、外圈滾道和鋼球在不同載荷下的最大應(yīng)力

2 結(jié)論

基于ANSYS對負(fù)間隙回轉(zhuǎn)軸承進(jìn)行了靜力分析，得到了內(nèi)、外圈和鋼球的接觸應(yīng)力和位移結(jié)果，并與其他理論模型的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了比較，驗(yàn)證了有限元法的可靠性。

回轉(zhuǎn)軸承通過改變球徑來調(diào)整負(fù)間隙，計(jì)算結(jié)果表明，隨著負(fù)間隙絕對值的增大，接觸應(yīng)力值逐漸增大，有限元計(jì)算結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果基本一致。對回轉(zhuǎn)軸承的進(jìn)一步設(shè)計(jì)具有一定的參考價(jià)值。同時(shí)利用ANSYS軟件，得到了負(fù)間隙回轉(zhuǎn)軸承有限元模型的位移云圖和應(yīng)力云圖。