高速列車冷卻風機電機前后端軸承接觸特性仿真分析

武繼將，王治軍，鄧艷俊，魏熙朋

（1.中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東青島 266000；2.西南交通大學機械工程學院，四川成都 610036）

0 引言

牽引電機是保證電力機車正常運行的重要動力部分，其在工作時會產生大量的熱量，為了保證牽引電機的可靠性，必須使用冷卻風機對其進行冷卻散熱。冷卻風機中的電機滾動軸承對風機的轉子部分起著旋轉支撐的作用，是傳動系統中最重要也是最容易出現故障的部分。據統計，旋轉機械中的故障有30%是由滾動軸承故障引起的[1]，冷卻風機中的軸承出現故障會嚴重影響風機的冷卻性能，同時由于動車組用牽引電機冷卻風機是吊裝在動車組車下轉向架旁的設備艙內[2]，軸承故障引起的振動會傳遞到客室內，降低乘坐舒適性，因此，及時對冷卻風機電機軸承進行維護更換尤為重要。

本文研究的牽引電機冷卻風機中電機負載端和非負載端軸承分別是6306 深溝球軸承和6206 深溝球軸承。在實際工作過程中，電機兩端的軸承具有不同的工況。通過分析電機兩端軸承的受載情況，利用ANSYS/LS-DYNA 對軸承進行動力學接觸分析[3-7]，對兩種軸承在各自工況下的接觸情況、應力分布進行對比分析。

1 建立軸承受力模型

圖1為冷卻風機電機軸承受力分析。電機轉子前端和后端由一對深溝球軸承支承，結合冷卻風機的安裝方式，電機轉子的安裝方向為水平安裝，軸承承受的徑向力可忽略不計。

根據轉子力平衡條件，可得到該系統的力平衡方程：

式中，F1、F2分別為負載端和非負載端軸承作用在轉子上的支承反力，G1、G2分別為轉子和葉輪自身重力，L1為葉輪重心位置到非負載端軸承中心的水平距離，L2為負載端軸承中心到非負載端軸承中心的水平距離，L3為轉子重心位置到非負載端軸承中心的水平距離。求解得：

冷卻風機模型部分參數見表1。

將表1 給出的參數代入式3～6，得出負載端軸承受力F1'=-194.24 N，非負載端軸承受力F2'=38.42 N。

2 建立軸承有限元模型

2.1 網格劃分和單元類型選擇

以負載端6306 滾動軸承和非負載端6206 滾動軸承為仿真對象，采用Solidworks 建模與ANSYS/LS-DYNA 仿真相結合的方式對軸承進行動力學分析，兩種軸承的結構尺寸參數如表2、表3 所示。由于軸承的倒角和邊棱對軸承內部應力的影響很小，可以忽略不計，同時為了減少計算時間，建模時對軸承的倒角和邊棱部分進行了省略。在網格劃分時有限元單元選用SOLID164，其中采用映射、掃掠分網方式對內外圈和滾動體進行六面體單元網格劃分，保持架采用自由分網方式劃分四面體單元網格劃分。因SOLID164 單元只有平動自由度，需要在內圈內表面增加一層SHELL163 殼單元以施加轉速載荷，并將其設為剛性面[7]。軸承的有限元模型如圖2 所示。

2.2 材料模型選擇

6206 球軸承和6306 球軸承的內外圈和滾動體的材料均為GCr15 鋼，保持架材料均為冷軋鋼板，材料參數如表4 所示。將內外圈和滾動體設置為線彈性材料，保持架和內圈內表面載荷面設置為剛性材料。

表1 受力模型參數

圖1 電機軸承受力分析

表2 6206 軸承尺寸參數

表3 6306 軸承尺寸參數

2.3 邊界條件與接觸設置

為了模擬軸承的實際工況，對軸承外圈外表面進行全約束，對外圈側面約束其軸向的位移，對于其他剛性部件的約束情況如表5 所示。軸承各部件之間的接觸設為自動面-面接觸類型，將外圈滾道、內圈滾道、保持架定義為目標面，滾動體定義為接觸面，建立滾動體與外圈、內圈、保持架之間的三對接觸，靜摩擦因數和動摩擦因數分別設為0.15 和0.002[8]。

2.4 載荷設置

冷卻風機正常工作時的轉速為2915 r/min（約305.26 rad/s），取軸承轉速載荷為305 rad/s。根據受力模型計算結果，負載端6306 軸承所受徑向力取194.24 N，非負載端6206 軸承所受徑向力取38.42 N。轉速載荷和徑向力載荷均施加在軸承內圈內表面的SHELL163 剛性面上。

3 仿真結果分析

對不同加載條件下的兩種軸承有限元模型進行仿真計算，分別得到兩種軸承滾動體和內、外滾道的等效應力分布情況，如圖3、圖4 所示。

表4 軸承材料參數

表5 剛性部件約束情況

由圖3、圖4 可以看出，在轉速載荷和徑向力載荷作用下，軸承分為非承載區和下承載區，在非承載區，軸承各部件幾乎不受力。而在承載區內，兩種軸承的滾動體、內圈、外圈的最大等效應力主要分布在滾動體與內、外滾道的接觸部位，且滾動體與內滾道接觸的等效應力均大于滾動體與外滾道接觸的等效應力。

3.1 滾動體單元節點動態應力

圖5給出了6306 軸承和6206 軸承滾動體上單元節點的等效應力曲線。兩條曲線上的第一個峰值都是滾動體上的單元節點與軸承內滾道接觸，第二個峰值都是滾動體上的單元節點與軸承外滾道接觸。由圖5 可以看出，負載端6306 軸承滾動體與內、外滾道接觸承載時的單元最大等效應力均大于非負載端6206 軸承滾動體與其內、外滾道接觸承載時的單元最大等效應力，且約為2.4 倍。

3.2 滾動體與滾道的接觸力

兩種軸承在仿真過程中，滾動體與軸承內圈和軸承外圈的接觸力分別如圖6、圖7 所示。

圖3 6306 軸承各部分等效應力分布

圖4 6206 軸承各部分等效應力分布

圖5 兩種軸承滾動體單元節點等效應力曲線

由圖6 和圖7 可以看出，在起始時刻，兩種軸承在突然施加的徑向載荷的作用下，滾動體和內、外滾道之間的接觸力都存在劇烈的波動，在穩定運轉之后，滾動體與內、外滾道的接觸力逐漸趨于平穩，大小約為施加在軸承內圈的徑向載荷值，其中負載端6306軸承接觸力約為200 N，非負載端6206 軸承接觸力約為40 N。

4 結論

以冷卻風機電機負載端6306 軸承和非負載端6206 軸承為研究對象，結合實際工況，運用ANSYS/LS-DYNA 建立兩種軸承的有限元模型，并實現了軸承的動力學仿真。通過對兩種軸承仿真結果的分析比較可以得出如下結論：

圖6 6306 軸承元件之間接觸力

圖7 6206 軸承元件之間接觸力

（1）冷卻風機電機兩端的6306 軸承和6206 軸承在不同的載荷工況下，最大等效應力出現在滾動體與內外滾道接觸處，同時，內圈與滾動體接觸處的應力值均大于外圈與滾動體接觸處的應力值。

（2）兩種軸承中應力最大的部件均為滾動體，且6306 軸承滾動體上的應力值大于6206 軸承滾動體上的應力值。

（3）通過ANSYS/LS-DYNA 仿真分析得到的結果，可以為冷卻風機電機軸承的選型以及維護更換提供一定的參考。本文來自中車科研項目，項目編號：2018CDA005-3。