油膜軸承鎖緊結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

張作鵬

（太原重工股份有限公司油膜軸承分公司，太原 030024）

0 引言

油膜軸承的鎖緊結(jié)構(gòu)主要通過螺環(huán)和鎖緊螺母螺紋之間產(chǎn)生的預(yù)緊力來實(shí)現(xiàn)油膜軸承安裝的軸向定位，同時在預(yù)緊力的作用下，使錐套和支承輥之間的配合錐面相貼緊，油膜軸承的密封結(jié)構(gòu)安裝到位。圖1為油膜軸承的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖1 油膜軸承結(jié)構(gòu)示意圖

油膜軸承的鎖緊結(jié)構(gòu)包括機(jī)械式和液壓式等兩種形式。在鎖緊過程中，機(jī)械式鎖緊結(jié)構(gòu)不能夠定量地控制鎖緊力，在使用過程中被逐步淘汰；液壓式鎖緊機(jī)構(gòu)可以利用液壓站的壓力值來精確控制鎖緊力，實(shí)現(xiàn)油膜軸承的軸向快速精準(zhǔn)定位[1]。

油膜軸承的液壓式鎖緊機(jī)構(gòu)由螺環(huán)和鎖緊螺母構(gòu)成，其中螺環(huán)和支承輥的輥頭端面相配合，在軋機(jī)工作運(yùn)行當(dāng)中會承受來自軸向的交變載荷作用，在使用一段時間以后，一些用戶廠家螺環(huán)結(jié)構(gòu)的一些薄弱環(huán)節(jié)會產(chǎn)生失效，如果需要對螺環(huán)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，必須清楚地得知螺環(huán)的應(yīng)力分布狀況[2]。隨著有限元仿真計算的發(fā)展，可以利用有限元分析技術(shù)來計算螺環(huán)在承受載荷作用下的應(yīng)力分布狀況，為螺環(huán)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)提供理論基礎(chǔ)[3-4]。

1 鎖緊結(jié)構(gòu)的建模和有限元分析前處理

為了驗(yàn)證螺環(huán)設(shè)計改進(jìn)之后的效果，利用有限元仿真技術(shù)，分別計算對比改進(jìn)前后的螺環(huán)應(yīng)力值分布變化，同時在螺環(huán)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析計算的基礎(chǔ)上，引入疲勞壽命分析計算，對比改進(jìn)前后的螺環(huán)在交變載荷作用下疲勞壽命的變化[5]。

考慮到螺環(huán)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，利用有限元分析技術(shù)對螺環(huán)結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布進(jìn)行計算時，需要對螺環(huán)的結(jié)構(gòu)做出一些相應(yīng)的改進(jìn)，去除螺環(huán)結(jié)構(gòu)中的螺紋、小孔、非載荷分布區(qū)的倒角等特征，圖2為螺環(huán)結(jié)構(gòu)簡化之后的有限元模型截面圖，由于螺環(huán)和支承輥輥頭之間存在著接觸，能夠?qū)崿F(xiàn)載荷的傳遞，因此在建模過程中需要引入支承輥輥頭結(jié)構(gòu)，這樣計算結(jié)果能夠更加符合實(shí)際情況，考慮到分析模型具有對稱性，因此選擇1/2的模型作為計算對象。由于支承輥輥頭和螺環(huán)之間存在接觸，因此將支承輥輥頭曲面和螺環(huán)的梅花瓣曲面設(shè)定成為接觸連接，接觸狀態(tài)定義為帶有摩擦的接觸，接觸面之間的摩擦因數(shù)定義為0.2。帶有摩擦接觸狀態(tài)屬于非線性的計算范疇，接觸計算算法采用增廣的拉格朗日法，該計算方法對初始輸入的接觸剛度值不是很敏感，收斂更加容易一些，為了能夠更好地控制整個接觸非線性計算的收斂性，設(shè)置多個載荷步。

圖2 有限元模型截面圖

在網(wǎng)格的劃分上，由于采用了簡化模型，因此可以將幾何模型分塊之后，全部采用六面體單元，相比四面體單元，六面體單元能夠提升運(yùn)算效率和精度。圖3為劃分網(wǎng)格完成之后的有限元模型，該有限元模型由33 157個單元和124 132個節(jié)點(diǎn)構(gòu)成。

圖3 分析結(jié)構(gòu)的有限元模型

圖4為螺環(huán)強(qiáng)度有限元仿真的前處理設(shè)置，仿真模型的連接形式和邊界條件設(shè)定如下：在螺環(huán)螺紋特征處的曲面定義為固定約束，此時該曲面上所有節(jié)點(diǎn)的自由度為0。在支承輥輥頭結(jié)構(gòu)的端面施加軸向載荷，螺環(huán)和支承輥輥頭對稱面處添加對稱約束，完成前處理后，通過執(zhí)行分析計算，求解得出整個模型的上各單元的響應(yīng)。

圖4 螺環(huán)強(qiáng)度有限元仿真前處理

2 優(yōu)化結(jié)構(gòu)前后的后處理數(shù)據(jù)對比

圖5為螺環(huán)結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力分布圖，螺環(huán)最大的等效應(yīng)力值為309 MPa，發(fā)生在螺環(huán)退刀槽截面變化的位置，由于該位置屬于截面突變區(qū)域且退刀槽結(jié)構(gòu)的圓角值小，因此會在退刀槽圓角處產(chǎn)生應(yīng)力集中，可以在優(yōu)化中零件不產(chǎn)生干涉的前提下，盡可能采用大的過渡圓角來緩解應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖5 改進(jìn)前螺環(huán)等效應(yīng)力分布圖

由于螺環(huán)結(jié)構(gòu)退刀槽結(jié)構(gòu)存在截面的劇烈變化，因此考慮將退刀槽結(jié)構(gòu)采用大圓弧形式的平滑過渡，減少結(jié)構(gòu)截面變化位置的應(yīng)力值。圖6為改進(jìn)結(jié)構(gòu)后螺環(huán)應(yīng)力分布圖，從圖中可以看到，改進(jìn)后螺環(huán)的最大等效應(yīng)力值降低到157 MPa。與改進(jìn)前的螺環(huán)結(jié)構(gòu)相比，改進(jìn)后應(yīng)力集中區(qū)域的應(yīng)力值得到了明顯改善。

圖6 改進(jìn)結(jié)構(gòu)后螺環(huán)應(yīng)力分布圖

前后兩次螺環(huán)的等效應(yīng)力值均超過螺環(huán)材料的屈服強(qiáng)度，因此螺環(huán)的失效形式為交變載荷作用下的結(jié)構(gòu)疲勞失效，在使用過程中，螺環(huán)承受的交變載荷的類型屬于脈動循環(huán)，確定交變載荷類型和輸入螺環(huán)材料的SN曲線值后，可以在原先結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算的基礎(chǔ)上對螺環(huán)的疲勞壽命進(jìn)行評估計算。

圖7 為改進(jìn)前螺環(huán)的疲勞壽命分布圖，從圖中可以看出，螺環(huán)疲勞壽命最低的區(qū)域循環(huán)次數(shù)為38 750 次，產(chǎn)生疲勞損傷的位置為螺環(huán)應(yīng)力集中的區(qū)域。

圖7 改進(jìn)前螺環(huán)疲勞壽命分布圖

圖8 為改進(jìn)退刀槽結(jié)構(gòu)之后螺環(huán)的疲勞壽命分布圖，從圖中可以看出，螺環(huán)疲勞壽命最低的區(qū)域循環(huán)次數(shù)為63 950，改進(jìn)結(jié)構(gòu)后，螺環(huán)的疲勞壽命也得到了顯著提升。

圖8 改進(jìn)后螺環(huán)疲勞壽命分布圖

考慮到結(jié)構(gòu)改進(jìn)可能會對零件的剛度產(chǎn)生影響，因此也提取了螺環(huán)在載荷作用下的位移變形，確保改進(jìn)結(jié)構(gòu)不會影響螺環(huán)的剛度變化。圖9為改進(jìn)前的螺環(huán)位移變形分布圖，最大位移變形為0.24 mm。

圖9 改進(jìn)之后螺環(huán)位移圖

圖10為改進(jìn)后的螺環(huán)位移變

圖10 改進(jìn)之后的螺環(huán)位移圖

形分布圖，最大位移變形為0.094 mm。與改進(jìn)前的螺環(huán)結(jié)構(gòu)相比，剛度值為改進(jìn)前的92%，剛度值輕微降低。

圖11為螺環(huán)優(yōu)化改進(jìn)前后參數(shù)的對比圖，疲勞壽命較之前結(jié)構(gòu)提高了165%，最大等效應(yīng)力降低了50.9%，結(jié)構(gòu)剛度為原結(jié)構(gòu)的92%。

圖11 螺環(huán)優(yōu)化前后參數(shù)對比圖

3 結(jié)論

螺環(huán)結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，螺環(huán)性能得到大幅提升，同時剛度值降低較小，具備優(yōu)化的可行性，優(yōu)化之后在后續(xù)產(chǎn)品的使用中，疲勞壽命得到了提高，提升了產(chǎn)品的核心競爭力。