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(xué)機械工程學(xué)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(chǎn)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(fēng)機對其進行冷卻散熱。冷卻風(fēng)機中的電機滾動軸承對風(fēng)機的轉(zhuǎn)子部分起著旋轉(zhuǎn)支撐的作用，是傳動系統(tǒng)中最重要也是最容易出現(xiàn)故障的部分。據(jù)統(tǒng)計，旋轉(zhuǎn)機械中的故障有30%是由滾動軸承故障引起的[1]，冷卻風(fēng)機中的軸承出現(xiàn)故障會嚴重影響風(fēng)機的冷卻性能，同時由于動車組用牽引電機冷卻風(fēng)機是吊裝在動車組車下轉(zhuǎn)向架旁的設(shè)備艙內(nèi)[2]，軸承故障引起的振動會傳遞到客室內(nèi)，降低乘坐舒適性，因此，及時對冷卻風(fēng)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(fēng)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(xué)接觸分析[3-7]，對兩種軸承在各自工況下的接觸情況、應(yīng)力分布進行對比分析。

1 建立軸承受力模型

圖1為冷卻風(fēng)機電機軸承受力分析。電機轉(zhuǎn)子前端和后端由一對深溝球軸承支承，結(jié)合冷卻風(fēng)機的安裝方式，電機轉(zhuǎn)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(jù)轉(zhuǎn)子力平衡條件，可得到該系統(tǒng)的力平衡方程：

式中，F(xiàn)1、F2分別為負載端和非負載端軸承作用在轉(zhuǎn)子上的支承反力，G1、G2分別為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(fēng)機模型部分參數(shù)見表1。

將表1 給出的參數(shù)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(wǎng)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(jié)合的方式對軸承進行動力學(xué)分析，兩種軸承的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)如表2、表3 所示。由于軸承的倒角和邊棱對軸承內(nèi)部應(yīng)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(wǎng)格劃分時有限元單元選用SOLID164，其中采用映射、掃掠分網(wǎng)方式對內(nèi)外圈和滾動體進行六面體單元網(wǎng)格劃分，保持架采用自由分網(wǎng)方式劃分四面體單元網(wǎng)格劃分。因SOLID164 單元只有平動自由度，需要在內(nèi)圈內(nèi)表面增加一層SHELL163 殼單元以施加轉(zhuǎn)速載荷，并將其設(shè)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(nèi)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(shù)如表4 所示。將內(nèi)外圈和滾動體設(shè)置為線彈性材料，保持架和內(nèi)圈內(nèi)表面載荷面設(shè)置為剛性材料。

表1 受力模型參數(shù)

圖1 電機軸承受力分析

表2 6206 軸承尺寸參數(shù)

表3 6306 軸承尺寸參數(shù)

2.3 邊界條件與接觸設(shè)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(cè)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(shè)為自動面-面接觸類型，將外圈滾道、內(nèi)圈滾道、保持架定義為目標(biāo)面，滾動體定義為接觸面，建立滾動體與外圈、內(nèi)圈、保持架之間的三對接觸，靜摩擦因數(shù)和動摩擦因數(shù)分別設(shè)為0.15 和0.002[8]。

2.4 載荷設(shè)置

冷卻風(fēng)機正常工作時的轉(zhuǎn)速為2915 r/min（約305.26 rad/s），取軸承轉(zhuǎn)速載荷為305 rad/s。根據(jù)受力模型計算結(jié)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(zhuǎn)速載荷和徑向力載荷均施加在軸承內(nèi)圈內(nèi)表面的SHELL163 剛性面上。

3 仿真結(jié)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(nèi)、外滾道的等效應(yīng)力分布情況，如圖3、圖4 所示。

表4 軸承材料參數(shù)

表5 剛性部件約束情況

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

3.1 滾動體單元節(jié)點動態(tài)應(yīng)力

圖5給出了6306 軸承和6206 軸承滾動體上單元節(jié)點的等效應(yīng)力曲線。兩條曲線上的第一個峰值都是滾動體上的單元節(jié)點與軸承內(nèi)滾道接觸，第二個峰值都是滾動體上的單元節(jié)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(nèi)、外滾道接觸承載時的單元最大等效應(yīng)力均大于非負載端6206 軸承滾動體與其內(nèi)、外滾道接觸承載時的單元最大等效應(yīng)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(nèi)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(yīng)力分布

圖4 6206 軸承各部分等效應(yīng)力分布

圖5 兩種軸承滾動體單元節(jié)點等效應(yīng)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(nèi)、外滾道之間的接觸力都存在劇烈的波動，在穩(wěn)定運轉(zhuǎn)之后，滾動體與內(nèi)、外滾道的接觸力逐漸趨于平穩(wěn)，大小約為施加在軸承內(nèi)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(jié)論

以冷卻風(fēng)機電機負載端6306 軸承和非負載端6206 軸承為研究對象，結(jié)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(xiàn)了軸承的動力學(xué)仿真。通過對兩種軸承仿真結(jié)果的分析比較可以得出如下結(jié)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(fēng)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(yīng)力出現(xiàn)在滾動體與內(nèi)外滾道接觸處，同時，內(nèi)圈與滾動體接觸處的應(yīng)力值均大于外圈與滾動體接觸處的應(yīng)力值。

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

（3）通過ANSYS/LS-DYNA 仿真分析得到的結(jié)果，可以為冷卻風(fēng)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。