掘进机主轴承疲劳磨损竞争失效机制的寿命分析

doi:10.16183/j.cnki.jsjtu.2023.319

掘进机主轴承疲劳磨损竞争失效机制的寿命分析

那鹏越, 毋振, 刘奇, 霍军周^,

大连理工大学机械工程学院,辽宁大连 116024

Life Analysis of Wear Fatigue Competition Failure Mechanism of Main Bearing of Boring Machine

NA Pengyue, WU Zhen, LIU Qi, HUO Junzhou^,

School of Mechanical Engineering, Dalian University of Technology, Dalian 116024, Liaoning, China

通讯作者: 霍军周,教授,博士生导师;E-mail:huojunzhou@dlut.edu.cn.

责任编辑: 王一凡

收稿日期: 2023-07-14 修回日期: 2023-09-3 接受日期: 2023-10-12

基金资助:

国家重点研发计划(2020YFB2006803)

Received: 2023-07-14 Revised: 2023-09-3 Accepted: 2023-10-12

作者简介 About authors

那鹏越(1998—),硕士生,从事结构疲劳与优化研究.

摘要

掘进机主轴承服役时在磨损、疲劳等多因素影响下容易发生提前失效,寿命难以预测.为准确计算主轴承寿命,从失效形式出发,建立疲劳磨损竞争失效机制的主轴承寿命模型.首先,提出基于连续损伤力学理论和表面粗糙度修正的磨损理论的轴承寿命模型,定义了轴承疲劳与磨损竞争失效机制;其次,通过APDL程序建立滚子与滚道接触有限元模型,确定了轴承最先失效的滚子滚道并实现了寿命模型的数值求解;最后,通过分析接触应力及切应力的变化,发现在前9个循环周期,磨损引起接触应力降低,抑制了疲劳失效的发生,延长了轴承寿命,在第10个循环周期开始,接触应力增高,磨损促进了疲劳失效的发生.寿命模型综合考虑疲劳磨损的相互作用,更符合实际情况.

关键词： 主轴承; 损伤力学; 磨损理论; 有限元仿真

Abstract

The main bearing of a tunneling machine is prone to premature failure under the influence of multiple factors such as wear and fatigue during service, making it difficult to predict its lifetime. In order to calculate the lifespan of the main bearing accurately, a life model is proposed that incorporates a fatigue-wear competition failure mechanism from the failure form. First, a bearing life model based on the continuous damage mechanics theory and the wear theory with surface roughness modification is proposed, and the competitive failure mechanism of bearing fatigue and wear is defined. Then, a finite element model is established by using the APDL software to simulate the contact between rollers and raceways, which helps identify the roller raceway where the bearing experiences initial failure, enabling the numerical solution of the life model. Finally, the analysis of the changes in contact stress and shear stress reveals that, during the first nine cycles, wear causes a decrease in contact stress, which suppresses fatigue failure, and extendes the bearing life. However, starting from the tenth cycle, contact stress increases, and wear accelerates the occurrence of fatigue failure. By considering the interaction of fatigue and wear, the proposed life model better reflects the actual situation.

Keywords： main bearing; damage mechanics; theory of wear; finite element simulation

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本文引用格式

那鹏越, 毋振, 刘奇, 霍军周. 掘进机主轴承疲劳磨损竞争失效机制的寿命分析[J]. 上海交通大学学报, 2025, 59(5): 675-683 doi:10.16183/j.cnki.jsjtu.2023.319

NA Pengyue, WU Zhen, LIU Qi, HUO Junzhou. Life Analysis of Wear Fatigue Competition Failure Mechanism of Main Bearing of Boring Machine[J]. Journal of Shanghai Jiaotong University, 2025, 59(5): 675-683 doi:10.16183/j.cnki.jsjtu.2023.319

全断面隧道掘进机(TBM)是目前重要的隧道施工装备,广泛应用于交通、水利、城建等行业的隧道工程中.随着我国大力投资基础设施建设,TBM的需求量日益增多.我国自2013年起开始了TBM的自主设计^[1],但TBM的主轴承目前主要依赖进口,在主轴承的设计制造及可靠性评估等方面与国外存在差距.主轴承是TBM传动系统的核心部件,承受来自刀盘的载荷,可靠性要求高.但由于复杂的工况载荷,主轴承经常发生提前失效^[2].隧道内主轴承维修的难度极大,因此主轴承的提前失效将导致TBM的停机,延误工期,甚至造成人员伤亡.TBM主轴承结构为三排圆柱滚子轴承,具有转速低、载荷大等特点.根据对TBM主轴承失效统计,近70%主轴承的提前失效是由滚子与滚道间的疲劳磨损导致^[3],由此可见,TBM主轴承的提前失效是由滚子接触特性与运动特性引起的疲劳、磨损共同导致.而材料的磨损与疲劳之间存在复杂的竞争、相互抑制或促进关系,因此研究磨损与疲劳共同作用下主轴承的寿命对保证隧道施工安全及我国大型转盘轴承的国产化自主研发具有重要意义.

针对磨损寿命的研究主要集中在试验法和数值模拟法.试验法由于较高的时间与经济成本,所以不适用于掘进机等大型转盘轴承的寿命研究.数值模拟法弥补了试验法的缺点,并且可以揭示不同因素对磨损的影响,因此数值模拟法在磨损的研究中得到了广泛的应用.宿月文等^[4]在计算磨损时,引入了磨损步长的概念,应用移动边界节点法对滑块磨损进行了模拟;高恒强等^[5]基于Archard磨损理论,建立了角接触轴承有限元模型,分析了磨损量变化规律;牛荣军等^[6]分析了不同磨损程度下轴承动力学性能的变化,发现当轴承磨损较轻时,轴承的运动稳定性会得到改善;Bose等^[7]使用有限元方法分析了二维销-盘滑动磨损规律,发现随磨损周期增加,接触半宽会增加;Toh等^[8]使用能量耗散法计算磨损深度,编写了计算磨损深度的子程序,并引入比例因子减少了有限元法的计算量;Bastola等^[9]基于Archard磨损理论,开发了计算三维实体单元的滑动磨损程序,并通过试验验证了程序的准确性.

许多学者针对接触疲劳寿命提出了不同的研究方法^[10-11],其中,连续损伤力学法从轴承失效机理上研究轴承寿命,揭露轴承由次表面产生裂纹萌生到表面剥落失效的本质,因此更适用于处于复杂工况载荷下的掘进机主轴承寿命研究.张杰毅等^[12]基于耦合损伤的接触疲劳模型,使用Abaqus计算了二维轴承模型不同工况下的寿命;Shen等^[13]将损伤度分为弹性和塑性两部分对轴承寿命进行了计算,分析了接触压力和摩擦系数对疲劳寿命的影响;Wei等^[14]建立齿轮接触疲劳模型,研究了不同晶粒尺寸、夹杂物、初始缺陷对疲劳寿命的影响;Akhil等^[15]考虑材料各向异性影响,基于损伤力学原理,使用内聚力单元模拟裂纹的扩展;Park等^[16]在损伤本构方程中加入了碳含量参数,在更新每个单元的损伤量同时,对单元中的碳含量进行更新;Akhil等^[17]基于连续损伤力学理论,考虑弹流润滑效应对接触疲劳寿命的影响,建立二维有限元分析模型对接触疲劳寿命进行分析,发现当压力逐渐增高时,接触应力分布与寿命均趋于赫兹理论模型.

目前的研究多将轴承的磨损和疲劳两种失效形式单独进行,对于磨损和疲劳间存在的复杂耦合关系研究较少.并且现有的研究多将轴承简化为二维形式,忽略了边缘效应对疲劳寿命产生的影响.因此本文提出一种疲劳和磨损竞争失效机制的掘进机主轴承寿命计算模型,通过对主轴承进行受力分析,得到首先发生失效的滚子或滚道,为考虑边缘效应,建立三维滚子-滚道接触模型,基于磨损理论和连续损伤力学理论对轴承寿命进行分析计算.

1 疲劳磨损竞争失效机制的轴承寿命模型

主轴承的失效同时伴有疲劳现象和磨损现象,因此确定主轴承的失效形式是建立主轴承寿命计算模型的前提.在主轴承服役过程中,磨损失效和疲劳失效存在相互竞争关系,即当主轴承磨损损伤速率大于疲劳损伤速率时,主轴承在未发生疲劳失效前便由于严重的磨损发生磨损失效,轴承的失效形式为磨损失效,反之亦然.因此为表明磨损和疲劳间的竞争关系,在寿命计算模型中引入磨损损伤量和疲劳损伤量.

Archard磨损模型通过磨损体积反映材料磨损^[9],为了在有限元模型中引入磨损对轴承的影响,将Archard磨损理论两侧除以面积,将其转换为磨损深度,从而通过更新接触区节点的方式考虑磨损.由于表面粗糙度会对磨损产生影响,所以Hwang等^[18]在Archard模型中引入表面粗糙度参数:

(1)

\frac{d h}{d t} = k (1 + C_{w} h^{β}) \frac{p^{1.3} v^{1.2}}{H^{2.5}}

式中: h为磨损深度;k为无量纲磨损系数;C_w、β为表面粗糙度相关系数;p为接触压力;v为相对滑动速度;H为材料硬度;t 为磨损时间.

轴承旋转过程中,外圈固定、内圈旋转,滚子同时进行随内圈的旋转与自转运动,滚子在节圆位置处的运动为纯滚动,在接触区的其他位置会相对滚道产生滑动^[19],滚子沿长度方向的滑动速度分布如图1所示,其中A点为纯滚动点.

图1

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图1 滚子滑动速度分布

Fig.1 Distribution of roller sliding velocity

将滚子沿接触长度方向分为j个切片,由主轴承的运动特性可以得到滚子相对外圈的滑动速度沿接触长度方向的分布:

(2)

v = ω_{1} l_{j} - \frac{d}{2} ω_{2}

式中: ω₁为主轴承内圈转速;ω₂为主轴承滚子自转速度;l_j为滚子切片的第j个位置长度;d 为滚子节圆直径.

磨损导致滚子与滚道材料的去除,实质上是增大了滚子与滚道间的间隙,随着滚子与滚道间隙的增大,主轴承承受载荷的滚子数量减少,导致滚子与滚道间接触应力的增大^[20],从而加速轴承的失效.因此将最大间隙0.25 mm作为许用磨损深度h_max,定义主轴承磨损损伤量:

(3)

D_{M} = \frac{h}{h_{m a x}}

初始磨损损伤量为0,此时轴承未发生磨损,当磨损损伤量累积至1时,轴承发生磨损失效.

滚子与滚道承受循环载荷,因此会出现接触疲劳损伤,掘进机主轴承疲劳属于高周疲劳问题,存在的微塑性可以忽略不计^[21],因此主轴承的损伤形式为弹性损伤.连续损伤力学通过引入损伤变量来描述材料在循环载荷下出现的损伤^[22],损伤速率如下:

(4)

\frac{d D_{f}}{d N} = {[\frac{Δ σ}{σ_{r} (σ_{m}) (1 - D_{f})}]}^{m}

式中:Δσ为应力变化;σ_r( )为材料参数;σ_m为平均应力;D_f为接触疲劳损伤量;N为循环周期;m为温度相关的材料参数.

在滚动接触疲劳过程中,正应力处于压缩状态,抑制了I型裂纹的扩展,正交切应力是唯一发生了逆转的分量,因此滚动接触疲劳的裂纹是由正交切应力导致的,将切应力作为接触疲劳损伤的驱动力,在弹性状态下,疲劳损伤量如下:

(5)

\frac{d D_{f}}{d N} = {[\frac{Δ τ_{0}}{τ_{R} (1 - D_{f})}]}^{m}

式中:Δτ₀为正交切应力变化;τ_R为平均切应力.初始疲劳损伤量为0,处于无损状态,当疲劳损伤量累积至1时,轴承发生疲劳失效.

主轴承寿命可以达到10⁶循环甚至更高,因此取1次应力循环计算寿命存在效率低、成本高的问题.为节约计算时间的同时保证计算精度,采用跳跃周期法对轴承寿命进行求解^[23],即假定在一定应力循环次数内,轴承的应力应变场不发生改变,根据试算取时间Δt=2 000 h 为一个循环周期.由此可以计算每个循环周期内主轴承各个滚子滚道的磨损深度、磨损损伤量及疲劳损伤量的变化:

(6)

\begin{array}{l} h^{i} = \int {(\frac{d h}{d t})}^{i} d N \\ D_{M}^{i} = \sum \frac{h^{i}}{h_{m a x}} \\ D_{f}^{i} = \sum \int {(\frac{d D_{f}}{d N})}^{i} d N \end{array}\}

式中:i表示第i个循环周期.

在有限元模型中,通过更新滚子与滚道接触区的节点坐标来表示材料磨损的过程,根据式(6)计算得到磨损深度后,沿接触法向移动节点,为保证计算过程中网格不发生畸变,在每个计算周期结束后重新建立滚子滚道的几何模型计算,在第i个循环周期滚子滚道接触节点坐标变化如下:

(7)nⁱ=n^i-1-h^i-1

式中:n表示接触节点沿法向坐标.

接触疲劳损伤导致材料刚度的退化,在有限元求解过程中,采用变刚度法对轴承的疲劳寿命进行求解,通过修改材料弹性矩阵从而将损伤耦合到材料本构关系中,第i个周期材料弹性矩阵变化如下:

(8)E_i=(1-D_i_-1)E_i_-1

式中: E为材料的弹性矩阵;D_i_-1为第i-1 周期的疲劳损伤量.

在计算过程中对主轴承的疲劳损伤量和磨损损伤量进行累积并判断是否达到相应的阈值.当主轴承的磨损损伤量或疲劳损伤量达到1时,认为轴承发生磨损失效或疲劳失效,停止计算得到主轴承寿命.通过商业有限元软件ANSYS Parametric Design Language(APDL)命令流实现主轴承寿命计算过程自动化,主轴承寿命计算流程如图2所示.寿命模型的相关参数如表1所示.

图2

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图2 主轴承寿命计算流程图

Fig.2 Flow chart of main bearing life calculation

表1 寿命模型相关参数

Tab.1 Related parameters of life model

参数	取值
k	1×10^-7
H/(N·mm^-2)	620
τ_R/MPa	6 113
m	10.1
弹性模量,E/MPa	2.1×10⁵
泊松比,ν	0.3

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2 滚子载荷分析

2.1 主轴承载荷计算

为判断最先失效的滚子与滚道,需要分别计算三排滚子的最大接触压力,因此首先对主轴承载荷分布情况进行分析.掘进机主轴承是典型的转盘轴承,结构形式为三排圆柱滚子轴承.轴承的受力情况如图3所示.图中:F_a为轴向力;F_r为径向力;M为倾覆力矩;ψ_k为位置角.

图3

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图3 主轴承受力分析

Fig.3 Analysis of main bearing capacity

主轴承在轴向力、径向力及倾覆力矩的作用下,内圈会相应产生轴向位移、径向位移及倾角,根据平衡条件可以列出主轴承受力方程如下:

(9)

\begin{array}{l} F_{a} - \sum_{k = 1}^{104} Q_{u k} + \sum_{k = 1}^{156} Q_{o k} = 0 \\ F_{r} - \sum_{k = 1}^{220} Q_{m k} c o s ψ_{k} = 0 \\ M - \sum_{k = 1}^{104} Q_{u k} R_{u} c o s ψ_{k} + \sum_{k = 1}^{156} Q_{o k} R_{o} c o s ψ_{k} = 0 \end{array}\}

式中: Q_u_k为第k个主推滚子承受载荷;Q_o_k为第k个止推滚子承受载荷;Q_m_k为k 个径向滚子承受载荷;R_u为主推滚子节圆半径;R_o为止推滚子节圆半径.对方程进行迭代求解,即可得到主轴承三排滚子不同位置的载荷分布.

2.2 主轴承接触有限元模型

轴承滚子修形方式为相切圆弧修形,这种修形方式的特点是左右修形圆弧的圆心在不同位置,修形圆弧与平直段相切,几何轮廓如图4所示.图中: L为滚子母线长度;L₀为滚子平直段长度;R_C为修形圆弧半径;δ 为修形凸度.

图4

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图4 圆弧修形滚子几何轮廓

Fig.4 Geometric profile of arc shaped roller

滚子轮廓修形方程如下:

(10)

y = \{\begin{array}{l} R_{C} - \sqrt{R_{C}^{2} - {(| x | - \frac{L_{0}}{2})}^{2}}, & \frac{L_{0}}{2} < | x | < \frac{L_{e}}{2} \\ 0, & | x | < \frac{L_{0}}{2} \end{array}

式中:L_e为滚子有效接触长度.

圆弧修形滚子凸度量计算^[24]如下:

(11)

δ = 3.83 \times 10^{- 5} \frac{Q^{0.9}}{L_{e}^{0.8}}

式中:Q为修形载荷.

在APDL程序中,根据滚子轮廓方程建立滚子几何模型,考虑计算效率与精度,取滚子与外滚道接触的一半建立有限元模型.为获取最先失效的滚子和滚道,分别将三排滚子的最大接触载荷作为输入进行有限元分析.以主推滚子为例,滚子与外滚道接触有限元模型如图5所示.在滚子与滚道的接触区进行网格细化,网格类型SOLID185,沿滚动方向及深度方向网格细化0.1 mm,沿长度方向网格细化为0.5 mm,全局网格尺寸3 mm.滚子与滚道间设置摩擦接触,使用CONTA174单元和TAGRE170单元覆盖接触面和目标面.滚子滚道有限元模型共 474 740 个节点,477 701 个单元.在滚子上表面中心建立节点,将表面节点耦合至中心节点.在中心节点处施加集中载荷,完全固定下表面,在中心位置处设置对称约束.将接触区材料耦合损伤,其他区域材料设置为弹性材料.

图5

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图5 有限元模型

Fig.5 Finite element model

某型号掘进机主轴承相关结构参数与工况载荷参数如表2及表3所示.

表2 主轴承结构参数

Tab.2 Structural parameters of main bearing

结构	滚子直径/mm	滚子长度/mm	滚子数量/个	节圆半径/mm	δ
主推滚子	120	120	104	2 134	0.1
径向滚子	50	88	220	2 268	0.07
止推滚子	70	72	156	2 198	0.075

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表3 主轴承工况载荷参数

Tab.3 Condition load parameters of main bearing

参数	取值
轴向力/MN	12
径向力/kN	4 500
力矩/(MN·m)	20
转速/(r·min^-1)	2

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3 结果分析

3.1 应力结果分析

计算得到主轴承的载荷分布如图6所示.由图6可知,三排滚子承受的最大载荷分别为 302 106、38 410.7、83 539.4 N,主推滚子承受最大的载荷,但各排滚子几何参数不同,因此进一步对滚子滚道间的接触应力进行分析.

图6

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图6 主轴承载荷分布

Fig.6 Load distribution of main bearing

根据滚子与滚道接触有限元模型计算得到主轴承各排承受最大接触载荷的滚子接触压力沿长度方向的分布,如图7所示.

图7

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图7 各排滚子接触应力分布

Fig.7 Contact stress distribution of each row of rollers

由图7可知,圆弧修形的滚子在中心处接触应力分布稳定,在接触边缘处存在边缘效应,接触应力增大,各排滚子最大接触应力分别为 1 516.21、1 369.90、836.50 MPa,最大接触应力分别出现在42、33及28 mm处,位于平直段与修形圆弧相切位置,各排滚子有效接触长度分别为104、78、64 mm.主推滚道承受最大的接触应力,将最先发生失效,因此主推滚子与滚道的寿命为主轴承寿命.为对有限元结果进行验证,采用赫兹接触理论计算得到的接触应力结果与有限元计算的接触应力结果进行对比,由于赫兹接触理论无法考虑到滚子边缘处的应力集中,所以取有限元计算中心点位置与赫兹接触理论进行对比,如表4所示.

表4 赫兹理论求解与有限元法求解对比

Tab.4 Comparison of Hertz theory and finite element method

参数	赫兹理论	有限元法	相对误差/%
主推接触应力/MPa	1 331	1 370.88	2.91
径向接触应力/MPa	1 170	1 186.55	1.39
止推接触应力/MPa	741.10	762.04	2.75

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由表4可知,各排滚子赫兹接触理论求解结果与有限元法求解结果的相对误差在5%以下,验证了有限元模型在计算轴承寿命时的准确性.

主推滚子的等效应力云图如图8所示.由等效应力云图可知,最大等效应力出现在滚道次表面,距表面0.9 mm.最大等效应力875.983 MPa,低于材料屈服强度 1 843 MPa,因此材料处于弹性阶段.

图8

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图8 等效应力云图

Fig.8 Nephogram of equivalent stress

切应力云图如图9所示.可知,最大切应力393.92 MPa,位于次表面距表面0.6 mm处,出现在距滚子滚道接触中心42 mm处.

图9

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图9 切应力云图

Fig.9 Nephogram of shear stress

3.2 寿命结果分析

根据疲劳磨损寿命计算程序,计算得到轴承经过13个循环周期后,疲劳损伤量首先累积至1,轴承发生疲劳失效.整个循环周期内最大等效应力变化如图10所示.

图10

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图10 等效应力变化

Fig.10 Variation of equivalent stress

由图10可知,等效应力在第2个周期发生降低,在随后的循环周期不断增加,在第10个循环周期等效应力超过初始,大小为885.467 MPa.至最后一个循环周期等效应力达最大929.129 MPa,但是未超过材料的屈服强度 1 843 MPa,证明了主轴承在该种工况载荷作用下始终处于弹性状态,未发生塑性变形,弹性损伤理论可以用于主轴承全周期的寿命计算.

计算得到磨损损伤累积和疲劳损伤累积如图11所示.由损伤累积图可知,磨损损伤变化稳定,处于稳定磨损阶段,而疲劳损伤在第10个循环周期后快速增大,外滚道单元的疲劳损伤量首先累积至1,位于接触中心处.因此轴承首先发生疲劳失效,循环13个周期后,轴承发生失效,轴承寿命为 26 287 h.

图11

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图11 损伤累积

Fig.11 Accumulation of damage

为探究磨损对疲劳的影响,提取每个循环周期的滚子与外滚道接触应力.接触应力变化如图12所示.由图12可知,第1个循环周期,接触应力在接触中心处变化平稳,在42 mm处达到最大 1 516.21 MPa,随后快速降低至0,有效接触长度51 mm.在第2个周期开始,磨损导致了滚子修形曲线的改变,接触应力分布出现变化.滚子中心位置为纯滚动点,不发生磨损,因此滚子中心处出现应力集中,最大接触应力出现在中心位置.从第2个循环周期开始,接触区开始逐渐增加,最大接触应力降低至 1 385.37 MPa,低于未发生磨损时的最大接触应力.至第9个循环周期,最大接触应力达到 1 523.58 MPa,大于未磨损时的接触应力.由此可见,虽然在发生磨损后滚子中心处出现应力集中,但较小的磨损量降低了最大接触应力,并且由于有效接触长度的增加,整体接触应力呈下降趋势.因此在前9个循环周期,磨损对疲劳损伤起抑制作用,延长了轴承寿命.在第10个循环周期开始,最大接触应力大于初始循环周期最大接触应力,磨损开始促进疲劳失效的发生.

图12

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图12 接触应力变化

Fig.12 Variation of contact stress

最大磨损深度 0.040 7 mm,位于42 mm处,沿长度方向及滚动方向磨损量累积如图13和图14所示.由图13及图14可知,沿长度方向发生磨损的长度由52 mm增加至53.5 mm,沿滚动方向发生磨损的长度由1.4 mm增加至2.4 mm.最大磨损位置出现在42 mm处.

图13

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图13 沿长度方向磨损累积

Fig.13 Accumulation of longitudinal wear

图14

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图14 沿滚动方向磨损累积

Fig.14 Accumulation of wear in rolling direction

由于磨损的作用,导致了不同循环周期最大损伤位置不同,所以提取了初始损伤单元与最大损伤单元的切应力变化,如图15所示.

图15

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图15 切应力变化

Fig.15 Variation of shear stress

疲劳损伤导致材料弹性矩阵的降低及磨损导致边缘处接触应力的降低,因此位于42 mm处的初始最大损伤单元切应力不断下降.对于最大损伤单元,在前9个循环周期内,磨损损伤速率大于疲劳损伤速率,因此切应力不断升高,在第10个循环周期后,疲劳损伤速率快速增加,大于磨损损伤速率,单元的切应力开始快速降低.

由于适用于中小型轴承的额定寿命理论未将倾覆力矩考虑在内,所以将疲劳磨损竞争失效机制的寿命模型与文献[25]中提出的改进大型转盘轴承额定寿命计算方法、损伤力学理论进行对比,如表5所示.

表5 不同寿命计算方法对比

Tab.5 Comparison of different life calculation methods

方法	寿命/h	变化率/%
本文寿命模型	26 287	-12.51
损伤力学模型	22 177	-26.19
文献[25]寿命模型	30 046	-

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由表5可知,额定寿命理论未能将单元的刚度退化及磨损因素考虑在内,因此计算结果大于磨损-疲劳复合作用时的寿命,同时说明了掘进机主轴承在服役过程中发生提前失效,寿命低于额定寿命的原因.而损伤力学理论仅研究了滚动接触疲劳,忽略了圆柱滚子运动过程中相对滑动产生磨损的影响,因此计算得到的寿命相对保守.将本文提出的寿命模型与其他寿命理论相对比,进一步说明了本文寿命模型更符合实际情况.

4 结论

本文针对某型号的掘进机主轴承,以滚子滚道接触有限元模型为基础,对主轴承的寿命进行计算分析,主要得到以下结论.

(1) 建立主轴承受力分析模型及滚子滚道接触有限元模型,计算三排滚子滚道接触应力分布,得到位于0°位置的主推滚子滚道承受最大接触应力 1 516.21 MPa,将最先发生失效.

(2) 基于表面粗糙度修正的磨损模型及连续损伤力学模型,提出疲劳磨损竞争失效机制的主轴承寿命模型,将磨损量和损伤量耦合至有限元模型中,通过磨损损伤量及疲劳损伤量判断主轴承失效形式,计算某型号掘进机主轴承失效形式为疲劳失效,寿命 26 287 h.

(3) 分析了轴承在失效过程中接触应力、磨损深度及切应力变化规律.发现在前9个循环周期,磨损改善了滚子的受力情况,延长了轴承寿命,在第10个周期开始,磨损开始促进轴承的疲劳失效.

参考文献

原文顺序

文献年度倒序

文中引用次数倒序

被引期刊影响因子

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