干摩擦条件下推力圆柱滚子轴承热力耦合分析

金志浩，鞠子辰，龙日升，张义民

（沈阳化工大学装备可靠性研究所，辽宁 沈阳 110142）

1 引言

推力圆柱滚子轴承主要应用于制钢和制铁机械、石油钻机等。作为机械中的重要承载元件，推力圆柱滚子轴承往往处在高负载、低转速、润滑条件苛刻的工况下，滚子与滚道间的接触行为可认为是重载线接触，且服役过程中兼有滚动摩擦和大量滑动摩擦[1]。

轴承摩擦生热会导致摩擦副系统的温度快速上升，进而造成磨损加剧、润滑剂劣化、接触表面烧伤甚至轴承抱死。因此，“滚道-滚动体-保持架”系统的总体应力分布状态与产生的摩擦热是影响滚动轴承摩擦磨损性能的直接因素，也是目前滚动轴承可靠性与磨损寿命问题研究的热点[2]。

文献[3]利用ANSYS软件参数化设计语言，建立了深沟球轴承的三维模型。通过分析，探索了外圈、内圈、滚动件和保持架之间的摩擦应力、应力、应变的变化，为滚动轴承的优化设计提供了依据。文献[4-5]通过对采煤机摇臂进行动力学和温度场分析，得到了摇臂轴承的受力情况与温度分布，为摇臂轴承结构设计和优化提供参考。

近年对滚动轴承热力耦合的仿真研究受到学术界越来越多的关注[6-7]，但对推力圆柱滚子轴承的热力耦合分析的研究未见报道。且干摩擦是滚动轴承最恶劣的工况，干摩擦条件下“滚道-滚动体-保持架”系统的摩擦生热对推力圆柱滚子轴承的可靠性和使用寿命研究具有重要的参考意义，更是其他润滑状态下轴承磨损失效与可靠性研究的比较基准。

因此，这里以8117TN 型推力圆柱滚子轴承为对象，采用有限元及实验验证的方法，综合仿真分析结果与实际磨损过程，研究推力圆柱滚子轴承干摩擦条件下的热行为及磨损情况。

2 推力圆柱滚子轴承有限元模型

2.1 实体模型的建立

选用的81107-TN推力圆柱滚子轴承的主要结构参数，如图1所示。

图1 81107-TN结构参数简图Fig.1 Simplified Diagram of 81107-TN Thrust Bearing

81107-TN轴承只承受轴向载荷。运转过程，滚动体各点的角速度相同，但以滚子中心的线速度为基准，因滚动半径不同，导致滚动体沿中心线各点的线速度存在明显差异，如图2所示。即滚动体两端存在明显的差动滑动，产生大量的滑动摩擦。针对81107-TN轴承的上述运动特点，仿真过程做出如下假设：

图2 滚动体速度分布图Fig.2 Rolling Element Speed Diagram

（1）忽略滚动轴承倒角对轴承的影响；

（2）此轴承实际工况润滑情况恶劣，仿真采用干摩擦条件；

（3）因轴承塑性变形小，假设轴承座圈、轴圈与圆柱滚子均为线性弹性材料；

（4）只考虑滚道、圆柱滚子、保持架间的受力关系。

2.2 实体模型离散化

选用SOLID164体单元，采用扫掠网格和自由网格相结合的方式进行网格划分，如图3所示。根据轴承零部件的复杂程度，座圈轴圈和滚动体采用六面体单元，保持架采用四面体单元。

图3 剖面有限元模型Fig.3 Section Finite Element Model

由于SOLID164单元无旋转自由度，不能施加转速，这里将轴承轴圈外表面设为SHELL163壳单元，以施加转速和载荷。另外，通过实常数，定义了壳单元的积分点数、剪切因子、壳单元厚度。有限元模型共137383个单元，131359个节点。

2.3 模型材料参数与接触

座圈、轴圈和滚动体材料均为GCr15，其弹性模量为2.1×105MPa，密度为7850kg/m3，泊松比为0.3，比热容为460J/（kg·K）热导率为44W/（m·k）；保持架材料为尼龙66，弹性模量为2.6×103MPa，密度为1240kg/m3，泊松比0.35，比热容为1674.7J/（kg·K）热导率为0.24W/（m·k）。

推力圆柱滚子轴承“滚道-滚动体-保持架”系统存在以下接触：座圈内表面与圆柱滚子之间的接触、轴圈内表面与圆柱滚子之间的接触、保持架兜孔与圆柱滚子之间的接触，皆设为面-面自动接触。综合考虑轴承实际的干摩擦状况与文献[3-9]的摩擦因数设置，确定各接触表面的摩擦因数，如表1所示。

表1 零部件摩擦因数表Tab.1 Parts Friction Factor Table

2.4 边界条件和载荷的设置

根据推力圆柱滚子轴承的尺寸参数、安装和工况条件，在ANSYS/LS-DYNA 中对轴圈刚性表面施加2900N 轴向载荷和250r/min转速。在约束方面，轴承的座圈外表面完全约束，即限制该面6个方向自由度；对轴圈刚性表面约束其X、Y方向的位移及转动；约束保持架的X、Y方向转动。

2.5 摩擦生热分析关键字修改

摩擦生热分析有关热分析的部分需对k文件修改，增加热分析的关键字，并且修改热分析关键字中的参数，包括：用于求解控制的*CONTROL_SOLUTION，*CONTROL_THERMAL_SOLVE，*CONTROL_THERMAL_TIMES-TEP。

初始温度*INITIAL_TEMPERATURE_SET 设为20 度，材料模型*MAT_THERMAL_ISOTROPIC。K 文件中的接触*CONTACT_AUTOMATIC_SURFACE_TO_SURFACE，此外，必须开启*CONTROL_CONTACT关键字中的frceng选项，从而计算接触摩擦能量，以便进行摩擦生热分析。

3 仿真结果分析

3.1 等效应力

为了便于仿真结果与后续试验的观察和对比，这里选取滚子圆柱面、座圈和轴圈上的代表性单元进行分析。滚动体表面的等效应力图，如图4所示。其中，图4（a）为表面的代表性单元，图4（b）为24ms时滚动体表面的path应力。如图4（b）所示，滚子两端的等效应力最大，比滚子中间值高3倍左右，这与文献[9]一致。将滚动体从中心等分，外侧应力要大于内侧应力约35MPa，这反映了差动滑动对等效应力的影响。

图4 圆柱滚子表面的等效应力情况Fig.4 Effective Stress of Cylindrical Roller

取滚动体与轴圈、座圈接触的径向单元列，代表性单元，对轴圈和座圈的表面应力进行分析，如图5（a）、图6（a）所示。

轴圈和座圈非接触区域的应力较小，低于10MPa，如图5（b）和图6（b）所示。

图5 座圈等效应力情况Fig.5 Effective Stress of Housing Washer

图6 轴圈等效应力情况Fig.6 Effective Stress of Shaft Washer

座圈滚道上靠近外端应力较大，约为30MPa；靠近内端较小约为25MPa。轴圈上应力分布规律与座圈相差不多，但总体大于座圈。

3.2 摩擦生热

轴承各部分的温度变化曲线，如图7所示。显然，随着试验过程的进行，轴承各部分的温度都逐渐升高，每一个峰值都对应一次接触。

图7 轴承各部分温度变化Fig.7 Temperature Variation of Bearing Parts

此外，如图7所示，由于滚动体表面上由两端向中间，摩擦力矩做功是递减的，滚子在某时刻的温度分布也应该是沿径向由外到内逐渐减小，这与图7（a）、图7（b）和图7（c）的结果相符。而座圈与轴圈的滚道外无摩擦生热，其温度变化主要是热传导引起的；而滚道处温度变化为由靠近圆心向远离圆心处递减，出现此种情况是由于滚子两端的线速度不同，造成滚子里端与滚道的滑动摩擦更剧烈，摩擦生热更严重。总的来说，滚动体摩擦生热温度最高，轴圈和座圈温度稳定，轴圈的热温度高于座圈。

4 实验验证

为验证上述仿真分析结果的准确性，利用MMW-1型立式万能摩擦磨损试验机，采用与仿真条件相同的试验条件（轴向载荷2900N，转速r250r/min），研究了8110TN型推力圆柱滚子轴承干摩擦条件下的运转情况与表面失效状态。

为了消除试验过程的偶然性，试验累计使用了3个81107TN轴承，重复进行3次，然后对摩擦系数取算术平均。磨损试验的时长设置为11000s，获得的“滚道-滚动体-保持架”系统的平均摩擦系数，如图8所示。如图所示，因为恶劣的润滑状态，8110TN型推力圆柱滚子轴承在试验初期会产生大量的尼龙磨屑，使得“滚道-滚动体-保持架”系统的摩擦系数在2500s时达到最高峰。随着磨合过程的结束，轴承滚道表面会形成一层稳定的尼龙膜，使得系统的摩擦系数逐渐回落并趋于稳定。后续当“滚道-滚动体-保持架”系统温升过高，保持架发生变形时，还会造成摩擦系数的剧烈波动现象。

图8 实验摩擦系数Fig.8 Experimental Friction Coefficient

实验后通过体式显微镜观测到的轴承零部件表面图，如图9所示。如图所示，滚动体两端呈现高温烧灼状态，内侧外侧出现不同的失效行为。轴圈与座圈滚道靠滚子两端位置也出现高温痕迹，且内端更为严重。

图9 实验后轴承零部件表面状态图Fig.9 Surface State Diagram of Bearing Parts After Experiment

从变形和表面磨痕来看，保持架沿运动方向存在变形，且边角处变形较大；座圈与轴圈的表面状态较为相似，滚道外侧有剥落与磨损现象发生，滚道内侧光滑面带有轻微点蚀。显然，试验后轴承各零部件的表面高温烧灼与摩擦生热仿真结果表现出一致性，而剥落、磨损、点蚀的情况也与应力分布分析结果相吻合。

5 结论

这里通过对81107TN轴承运转过程的摩擦生热进行热力耦合分析，结合具体的摩擦磨损试验，分析和了解滚道表面各区域在干摩擦条件下的温度和摩擦特性。具体结论如下：

（1）由于滚动体表面上由两端向中间，摩擦力矩做功是递减的，滚子在某时刻的温度分布也应该是沿径向由外到内逐渐减小。（2）滚道处温度变化为由靠近圆心向远离圆心处递减，出现此种情况是由于滚子两端的线速度不同，造成滚子里端与滚道的滑动摩擦更剧烈，摩擦生热更严重。（3）81107TN型推力圆柱滚子轴承干摩擦条件下座圈、轴圈和滚动体的等效应力分布与试验后“滚道-滚动体-保持架”系统的失效（点蚀、磨损、剥落）位置基本吻合；座圈、轴圈、滚动体摩擦生热的相对高温位置与试验后其接触表面出现的高温位置基本吻合。这为后续采用表面改性技术（包括激光表面重熔和激光表面织构等）对滚动轴承的“滚道-滚动体-保持架”系统进行针对性的局部强化提供了依据。