基于Romax的雙列調心滾子軸承接觸特性分析

劉方正 王燕霜* 王加祥 王高峰 范雨晴 鄭廣會 袁錫銘 李劍鋒 王黎明

（1.齊魯工業大學（山東省科學院），濟南 250353；2.洛陽軸研科技有限公司，洛陽 471039；3.山東金帝精密機械科技股份有限公司，聊城 252035；4.山東大學 機械工程學院，濟南 250061）

隨著傳統能源的日益枯竭和環境污染的愈發嚴重，尋找一種清潔、可再生能源成為社會可持續發展的重中之重。風力發電因其環保、發電效率高的特點受到了人們的關注[1-2]。軸承作為風電設備最關鍵的基礎部件，在整個風機傳動鏈中有著舉足輕重的作用[3]。風電機組軸承包括偏航、變槳以及主軸3大類軸承，其中主軸軸承的性能直接影響風機的壽命與可靠性[4]。常用的主軸軸承類型有雙列調心滾子軸承和圓錐滾子軸承等。風機工況復雜，軸承受載難以確定。有數據表明，軸承疲勞失效是造成風電機組停機的主要原因。目前，已有很多學者對風電主軸軸承進行了研究。針對雙列調心滾子軸承在服役期間出現的偏載問題，褚景春等人發現改變兩列滾道的接觸角設計非對稱軸承，可有效緩解偏載現象[5]。楊家鵬等人研究了調心滾子軸承的滾子直徑誤差對軸承疲勞壽命的影響規律，結果表明軸承壽命隨滾子直徑誤差的絕對值增大而減小[6]。李貴方等人通過實驗驗證發現，過大的軸向力會導致嚴重的偏載現象，進而造成軸承單列滾道發生早期疲勞剝落[7]。鄧四二等人基于軸承動力學理論，建立雙列調心滾子軸承的動力學模型來研究不同幾何結構、工況參數對軸承摩擦力矩的影響規律[8]。

本文基于Romax分析軟件，針對某大型雙列調心滾子軸承的受載狀況，分析軸承內部載荷、應力及油膜厚度的分布狀態。研究結果可為軸承參數設計和結構優化提供技術指導。

1 雙列調心滾子軸承Romax模型的建立

1.1 某大型雙列調心滾子軸承特性參數

雙列調心滾子軸承部件主要有兩列球面滾子、軸承內圈、軸承外圈以及保持架。作為風機主軸軸承，它常處于低速重載工況。因此，采用軸承靜力學分析方法，即不考慮保持架、離心力以及陀螺力矩的影響。軸承內、外圈以及滾動體的材料均為標準軸承鋼，彈性模量為205 GPa，密度為7 806 kg·m-3，泊松比為0.3，內、外滾道粗糙度為0.312 5 μm。軸承的主要參數如表1所示。

表1 某雙列調心滾子軸承特性參數

1.2 大型雙列調心滾子軸承-軸系幾何模型

基于軸承特性參數，利用Romax軟件建立雙列調心滾子軸承裝配模型，如圖1所示。在Romax坐標系中將軸承旋轉中心定義為坐標原點，Z軸為軸承軸線方向，兩相互相垂直的徑向方向分別定義為Y軸和X軸，并以X軸正方向為圓周方向的起始位置。工作溫度為默認值70 ℃，軸承外圈設為固定，內圈旋轉，轉速為10 r·min-1，潤滑類型為潤滑脂。

圖1 雙列調心滾子軸承的Romax軸系模型

在分析軸承仿真前，要對雙列調心滾子軸承進行受力分析。風電機組主軸承負載主要包括輪轂、葉片和主軸的重力，葉片和風之間的相互作用力，以及齒輪箱的彈性支承力等，來源復雜，但可等效為軸向載荷、徑向載荷以及傾覆力矩，如圖2所示。由于風電機組模型裝配尺寸大，仿真過程容易不收斂，因此在Romax坐標系中根據力學原理將外部負載等效為軸承寬度中心處的載荷，并用剛度軸承模擬齒輪箱的彈性支承，以此簡化裝配模型，加快收斂效率。載荷大小方向如表2所示，其中Fz為軸向力，Fx、Fy分別為徑向力，Mx、My分別為X與Y方向的傾覆力矩。

圖2 風電機組主軸承受載分析

表2 雙列調心滾子軸承工況載荷

2 雙列調心滾子軸承接觸特性仿真結果分析

雙列調心滾子軸承在軸向、徑向和傾覆力矩作用下，兩列滾道的接觸載荷如圖3所示。可以發現：第一列滾道受載滾子數為14個，約占總滾子數的1/2，承受的最大載荷為142.6 kN；第二列滾道受載滾子數為16個，最大載荷為232.2 kN；整個軸承將近半圈受載，載荷分布狀態較為理想。兩列滾道應力云圖如圖4所示。由圖4可知：第一列滾道應力主要分布在50°～206°，最大應力發生在134°附近，應力峰值為1 269 MPa；第二列滾道應力主要分布在37°～217°，最大應力也在134°附近，對應的應力峰值為1 500 MPa；兩列滾道最大應力均小于軸承的許用應力4 000 MPa。由載荷和應力分布圖可知，軸承承受較大軸向力后發生了偏載現象，即一列滾道受載小而另一列滾道受載大。長時間的偏載現象會導致軸承早期疲勞失效。已有研究證明，改變兩列滾道的接觸角或設計出非對稱滾子，可有效緩解偏載現象。另外，從滾道應力云圖中可得到受載滾子的接觸應力關于滾子中心對稱分布，在中心位置處應力達到峰值，且沿著滾子素線方向向滾子兩端均勻減小，直至為0。相對于第一列滾道，第二列滾道的接觸應力分布范圍更寬，接觸應力更大。

圖5為不同受載滾子與滾道的接觸印記半寬，即接觸橢圓半長軸的長度。不難看出，滾子與滾道的接觸區域為一橢圓，沿滾子素線方向為橢圓短軸部分，沿滾子滾動方向為橢圓長軸部分，符合Hertz接觸理論。另外，由應力云圖與接觸印記半寬圖可得到兩列球面滾子的兩端部分應力為0，說明球面滾子兩端沒有應力集中現象。

圖6為軸承滾道油膜厚度分布云圖，可以發現油膜厚度的分布也成橢圓形狀，與應力分布規律基本一致，并在應力最大處即接觸橢圓中心處出現油膜厚度的最小值，為0.099 1 μm。

圖3 兩列滾道載荷雷達圖

圖4 兩列滾道應力云圖

圖5 滾子與滾道的接觸印記半寬圖

圖6 兩列滾道的油膜厚度

3 結論

以某大型雙列調心滾子軸承為例，基于Romax軟件分析特定工況下軸承內部載荷、應力以及油膜厚度的分布規律，得到如下結論。

在軸向、徑向和傾覆力矩作用下，雙列調心滾子軸承中兩列承載滾子的個數不同，承載滾子的位置角范圍不同，兩列滾子與滾道的接觸載荷和應力不同，軸承出現偏載現象。設計兩列滾子為非對稱接觸角或者不同滾子直徑可以解決偏載問題。

受載滾子的接觸應力關于滾子中心對稱分布，在中心位置處應力達到峰值，且沿著滾子素線方向向滾子兩端均勻減小，直至為0。相對于第一列滾道，第二列滾道的接觸應力分布范圍更寬，接觸應力更大。

滾子與滾道之間的接觸面積為橢圓，橢圓的短軸部分沿滾子母線方向，橢圓的長軸部分沿滾子滾動的方向。兩列球面滾子的兩端接觸應力為0，說明球面滾子受載良好，滾子兩端沒有應力集中現象。

油膜厚度的分布與應力分布基本一致，在接觸橢圓中心處油膜厚度取得最小值。