径向载荷作用下盾构机主轴承的有限元分析

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Finite Element Analysis on M ain Bearings in Tunnel Boring M achine UnderRadial LoadSi Dong-hong ，Liu Yong-gang Han Hong-biao ，Li Jian-zheng ，Liu Hong-bin(a.Henan Laboratory of Modem Mechanical Design and Transmission System；b.School of Mechatronics Engineering，Henan University of Science and Technology，Luoyang 471003，China)Abstract：Aiming at large dimension，large number of rollers，complex forces of slewing bearings in tunnel boring ma-chine，and a high accuracy calculation model being difcult to build in statics analysis，the bearings are reasonablysimplified.The finite element model of one half of bearing and a single roll is established，and the statics charaeteris。

tics of beatings are analyzed under the radial load.The stress distribution of slewing bearings and position of maximumload roler under radial load are obtained.and the finite element solution of contact stress of a single roler iS got basedon the finite element analysis of a single roler.A single roler analysis results are close to the traditional Hertz theorycalculation resuhs。

Key words：tunnel boring machine；slewing bearing；contact stress；ANSYS近年来，随着我国基川设的迅速发展，盾构施工技术作为-种先进的隧道施工方法广泛应用。盾构机作为盾构施工法中的主要施工机械，若保证在特殊环境中安全、高效的工作，必须具有高可靠性。而盾构主轴承作为盾构机的关键基础零部件，承担盾构刀盘系统与动力系统之间的回转支承任务。盾构主轴承-般为三排圆柱滚子轴承，其工作特点为：转速低、载荷大，受载情况复收稿 日期 ：2013-03-21；修回日期：2013-04-10基金项 目：国家八六三”计划资助项 目(2007AA041801)作者简介：司东宏(1961-)，河南洛阳人，高级工程师，研究方向为先进制造技术和数控技术。

杂，容易产生较大的变形，从而影响盾构机械的施工安全 。因此该转盘轴承的设计中，复杂载荷作用下的静力学分析尤为重要，这对深入研究盾构主轴承的承载能力、变形、载荷分布以及预期寿命有重要意义。

目前国内、外对于盾构主轴承的力学性能分析还没有较系统的方法。由于盾构主轴承结构复杂，体积庞大，滚子数多，受载情况复杂，无法使用传统的轴承额定动、静载荷及疲劳寿命计算方法进行选型和设计。若使用解析法建立力学模型则相对复杂，误差较大；而数值计算则可克服这些缺点。有限元法是工程技术领域最常用的数值模拟法。对轴承的联合载荷分析应从单-载荷分析做《轴承)2013.No.8起 ，文献[4]已对盾构主轴承在轴向力作用下的受力状态做了深入分析，因此，这里仅用有限元法分析径向力作用下轴承的静力学特性。

1 轴承结构特点图1为盾构主轴承的结构和承载情况，第 1，2排滚子承受轴向力和倾覆力矩，第 3排滚子承受径向力。套圈材料为 GCr15轴承钢，滚子材料为42CrMo钢。第 1排滚子直径为 90 mm，滚子长度为90 mm，滚子数为 64粒；第 2排滚子直径为 5Omm，滚子长度为50 mm，滚子数为 108粒；第 3排滚子直径为 45 mm，滚子长度为 45 mm，滚子数为128粒。3排滚子沿圆周均匀分布，径向力作用于轴承内圈。此时只有第 3排滚子承受径向载荷。

0 寸 1--b圈；2-第l排.鬣f -第3摊派千4内齿圈；，-第2排滚子；( -第2夕 圈图 1 轴承结构及受载状况2 载荷分布和接触应力在对该轴承进行分析时，为模拟最不利工况，取最大径向力 F 2 500 kN。任意角位置 处滚子的接触载荷为Q Qo[1- (1s )， (1) 丢 - ，式中：Q。为径向载荷作用下最大滚动体载荷； 为滚子的径向最大变形量；G 为径向游隙；对于圆柱滚子轴承 t1.1。

根据 Hertz接触理论，滚子接触处的最大接触应力为(2)式中：E为弹性模量； 为白松比；2为滚子的长度；∑p为曲率和。

从滚子轴线至内圈或外圈的弹性趋近量为63.8 ]。 Qf。0. 9-。 (3)3 有限元分析3.1 基本假设对于尺寸较大，滚子数较多，接触部位较多的非线性分析，建立-个完整的有限元模型需要较多的内存资源，也不利于效率的提高，为了获得较高的计算精度并减衅算规模，在能够反映轴承的主要力学特性条件下，对轴承进行如下简化 4]：(1)忽略保持架、固定螺钉、润滑和密封圈等因素对静力学分析的影响；(2)忽略倒角、过度圆弧等部分结构尺寸的影响；(3)忽略轴承接触分析过程中塑性变形的影响，假定轴承变形在弹性范围内；(4)轴承内齿圈与圆周分布的8个小齿轮啮合，其载荷采用节点耦合的方式施加于内齿圈节点上；(5)只有径向力作用时，该轴承只有第 3排滚子受力，根据圣维南定理可只取该排滚子和与其接触的内、外圈部分进行分析，而不考虑其他两排滚子和与其接触的内、外圈部分。

3.2 有限元模型的建立由于模型和所受载荷都具有对称性，为了减衅算规模，便于建立有限元模型，取轴承的-半和单个滚子来进行分析。对于轴承-半模型的分析，外加载荷榷向力 F 的-半即可。对于单个滚子分析模型的接触载荷 由 (1)～(3)式确定 。

采用 ANSYS建模工具建立三维几何模型，所选单位为 m，内、外套圈及滚子的材料均为轴承钢，其密度为 7.8×10 kg/m ，弹性模量为 206GPa，泊松比 为0.3。为了获得较高的分析精度，内、外圈及滚子的网格划分均采用 SOLID 45实体单元。对内、外圈采用扫略方式生成有限元网格，滚子采用映射方式生成网格，并对局部接触区域进行网格细化∮触方式采用面 -面接触，接触单 元 和 目标 单 元 分 别 采 用 CONTAI74 和TARGE170单元。两个有限元模型分别如图2和图3所示。

3.3 约束条件及载荷的施加根据轴承的实际载荷，其载荷约束边界条件按如下方式施加：2 胨《轴承)2013.№.8因此，在划分网格时要考虑模型的大孝计算精度及速度等，根据实际情况尽量生成较密的网格。

4.2 单个滚子的计算分析由图6-图7可以看出径向力作用下单个滚子与内、外圈的接触应力分布情况，应力最大值出现在内圈与滚子的接触区域。除边缘外，滚子与滚道接触处的接触应力分布比较均匀。滚子与滚道接触半宽中心位置的接触应力比其他区域明显偏高，这是由于受载后滚子与滚道产生接触变形，接触应力迅速增大到最大值，产生了边缘效应6j。

边缘效应区域接触应力的大孝方向与滚道及滚子接触部分的弧度以及各 自倒角形状、半径大小有关，建模-般不考虑这些，因此出现这种现象是可以理解的。

表 1列出了第 3排最大承载滚子的有限元计算结果和 Hertz理论计算结果。从表 1中可以看出，两种方法计算所得的最大接触应力和接触变形总量比较接近，但还存在-定的差异。这主要是有限元分析时轴承的简化假设、网格划分、接触算法及接触参数选择等因素造成的。

表 l 有限元解和 Hertz理论解的比较计算方法接触变形总量/ m 墅5 结束语所研究的盾构机主轴承为大尺寸、多接触和低速重载的滚动轴承。针对这-特征，建立了该轴承在径向力作用下的有限元计算模型，根据二分之-轴承模型的计算结果，可以得出轴承在径向载荷作用下滚子与内、外圈间的接触应力分布；但考虑到计算的收敛及速度，简化后的模型网格划分相对稀疏，因此计算结果不够精确，只能为定性分析提供参考。在单个滚子的有限元计算分析中，由于模型相对较小，通过对网格精细处理，得到了与经典 Hertz理论相当吻合的计算结果。说明在计算资源允许的情况下，采用有限元数值模拟分析可以替代传统的Hertz理论分析，从而为后续的加载倾覆力矩和联合载荷的轴承有限元分析打下基矗