一种三点角接触轴承环间温度场分析方法

技术领域

本发明涉及一种三点角接触轴承环间温度场分析方法，属于轴承设计技术领域。

背景技术

三点角接触球轴承因其能同时承受轴向和径向载荷被广泛应用于航空航天关键位置，高速重载工况下，轴承长时间处于高温、重载状态下，需进行合理的润滑方法设计降低轴承温度，以增加轴承使用寿命，保证轴承及装备的正常工作。环下润滑作为轴承在高速重载工况常用的润滑方式，可以极大的改善轴承润滑和冷却效果，甚至可以使轴承内圈温升小于外圈温升，从而降低轴承失效率。环下润滑及在轴承内圈开设油孔，使滑油在离心力的作用下进入轴承腔内，甩至轴承外圈，达到钢球与内外滚道接触点处，对轴承进行润滑，实现降低轴承温升，提高轴承使用寿命的效果。

国内外许多学者都有开展过轴承腔内两相流场及温度场的研究，但是目前的研究都集中在油气润滑参数等方面，没有考虑油孔设计对轴承环间两相流场及温度场的影响。

发明内容

本发明的目的是提供一种三点角接触轴承环间温度场分析方法，以解决现有轴承腔内两相流场及温度场的研究过程中没有考虑油孔设计带来的影响。

本发明为解决上述技术问题而提供一种三点角接触轴承环间温度场分析方法，该分析方法包括以下步骤：

1)建立三点角接触轴承环间模型，并对其进行网格划分，所述的模型以轴承腔内流域为计算域；

2)根据实际工况确定轴承工况参数和润滑油参数，以此置轴承各部件的运动边界，建立轴承油气两相热流耦合计算模型；

3)利用所述计算模型计算不同油孔尺寸和/或不同油孔位置下轴承腔内流场以及温度场的分布。

本发明以三点角接触球轴承腔内流域为分析对象，根据实际工况确定轴承工况参数和润滑油参数设置轴承各部件的运动边界，建立轴承油气两相热流耦合计算模型，计算分析轴承环下油孔设计对轴承环间两相流场及温度场的影响规律。该方法考虑到油孔尺寸大小、油孔位置对轴承环间两相流场及温度场的影响，为后续轴承设计中油孔设计提供可靠的支撑。

进一步地，所述步骤1)中所建立的三点角接触轴承环间模型只保留内外圈壁面，对滚动体与保持架则进行壳化。

本发明在构建三点角接触轴承环间模型时只保留内外圈壁面，并对滚动体与保持架则进行壳化，大大简化了模型，提高了后续的计算效率。

进一步地，所述步骤1)在进行网格划分时，对模型滚动体及游隙处的网格细化加密。

本发明对模型滚动体及游隙处的网格细化加密，能够满足仿真的网格质量要求。

进一步地，所述步骤2)采用多重参考系设置轴承各部件的运动边界。

进一步地，所述步骤3)中的油孔尺寸包括油孔半径和油孔半宽。

进一步地，所述步骤3)采用Fluent分别计算不同油孔尺寸下轴承腔内平均油液体积分数、轴承腔内油液迹线以及轴承腔内平均温升来确定轴承腔内流场以及温度场的分布。

本发明通过计算不同油孔尺寸下轴承腔内平均油液体积分数、轴承腔内油液迹线以及轴承腔内平均温升，能够准确研究不同油孔尺寸对轴承腔内流场以及温度场的分布影响。

进一步地，所述步骤3)采用Fluent分别计算不同油孔位置下半内圈沟道油液体积分数、轴承环间油液迹线、轴承内外圈及钢球油相云图以及轴承环间温度分布云图来确定轴承腔内流场以及温度场的分布。

本发明通过计算不同油孔位置下半内圈沟道油液体积分数、轴承环间油液迹线、轴承内外圈及钢球油相云图以及轴承环间温度分布云图，能够准确研究不同油孔位置对轴承腔内流场以及温度场的分布影响。

进一步地，所述的不同油孔位置包括轴承承载区侧和轴承非承载区侧。

附图说明

图1是本发明实施例中的建立的点角接触轴承环间模型的网格划分示意图；

图2是本发明实施例中轴承环下油孔形状示意图；

图3是本发明实施例中不同油孔尺寸下轴承腔内滑油体积分数示意图；

图4a是本发明实施例中油口半径为3mm下的轴承腔内滑油迹线图；

图4b是本发明实施例中油口半径为5mm下的轴承腔内滑油迹线图；

图4c是本发明实施例中油口半径为7mm下的轴承腔内滑油迹线图；

图5是本发明实施例中不同油孔尺寸下轴承腔内平均温升示意图；

图6a是本发明实施例中油孔在承载区侧的轴承环间滑油迹线图；

图6b是本发明实施例中油孔在非承载区侧的轴承环间滑油迹线图；

图7是本发明实施例中不同油孔位置下轴承半内圈沟道油液体积分数示意图；

图8a是本发明实施例中油孔在承载区侧的油相云图；

图8b是本发明实施例中油孔在非承载区侧的油相云图；

图9a是本发明实施例中油孔在承载区侧的轴承环间温度分布云图；

图9b是本发明实施例中油孔在非承载区侧的轴承环间温度分布云图；

图10是本发明实施例中不同油孔位置下轴承内外圈温升示意图；

图11是本发明实施例中不同油孔位置下轴承腔内平均油液体积分数示意图；

图12是本发明实施例中不同油孔位置下轴承腔内不同温升分布示意图；

图13是本发明实施例中不同油孔位置下轴承腔内不同温升分布示意图；

图14是本发明试验验证过程所采用的试验机局部结构示意图；

图15是本发明试验验证过程通过试验方式得到的不同油孔位置下的轴承外圈温度示意图；

其中1为滑油喷嘴，2为环下集油槽，3为温度传感器，4为实验轴承，5为主轴，6为径向力加载器、7为轴承座。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的具体实施方式作进一步地说明。

本发明的三点角接触轴承环间温度场仿真方法首先建立点角接触轴承环间模型，并对其进行网格划分；然后根据实际工况确定轴承工况参数和润滑油参数，并以此作为模型的边界条件；利用上述模型计算不同油孔尺寸下轴承腔内流场以及温度场的分布；利用上述模型计算不同油孔位置下轴承腔内流场以及温度场的分布。该方法基于流体体积(VOF)理论和多重参考系(MRF)模型对轴承油气两相热流耦合模型进行计算，能够准确研究出油孔设计对轴承腔内流场以及温度场的分布的影响。下面进行详细说明。

1.对轴承进行热分析。

轴承的生热源主要来自轴承原件之间的摩擦生热及滑油的粘性摩擦生热。在此，依据Palmgren提出轴承摩擦力矩计算公式进行热计算：

式中：M

由摩擦力矩引起的生热量为：

Q＝10

高速滚动轴承工况复杂，腔内温度场分布不均匀，轴承内部的生热及传热过程较为复杂。高转速下，轴承主要热传递方式包括轴承各部件之间的热传导和各部件与润滑油及空气之间的热对流以及热辐射。

(1)热传导

热传导是指两接触物体表面由于存在温度差发生热传递。高速滚动轴承的热传导主要发生在其内部各元件之间，轴承内部元件接触表面存在温度差，存在温度差必然伴随热量的转移。工作期间，轴温一般高于轴承内圈，传热方向由轴向内圈，同时高速滚动轴承内圈的散热条件相对于外圈差，且内圈温度较外圈高，热传导向外圈进行。轴承内的润滑油与轴承内外圈及滚子之间也存在温度差，且润滑油的传热较为复杂。滚动轴承的热传导满足傅里叶定律，其热流密度为：

式中：K为热导率，单位为W/(m·℃)；

(2)热对流

固体与流体表面存在温差及产生热交换为热对流。轴承热对流是指高速滚动轴承部件接触的润滑油中的对流。且符合牛顿冷却方程：

q

式中：H是对流换热系数，T

式中：C、m、n为系数，Re为雷诺数，Pr为润滑油的普朗特数。且在轴承元件表面接触处时q

Q＝h(T

润滑油的对流传热微分方程为：

基于高速滚动轴承的生热与传热分析，可以将接触区生热量以热流密度的形式施加到轴承内部原件上，各部分面热流密度为：

式中：S

2.建立点角接触轴承环间模型，并对其进行网格划分，该模型以轴承腔内流域为计算域。

本实施例以某三点角接触球轴承为研究对象来进行说明，本实施例中的三点角接触球轴承的参数如表1所示。

表1

根据轴承的上述参数建立对应的模型，该模型将轴承腔内流域为计算域，因其整体模型计算花费时间较长，需要对模型进行简化，只保留内外圈壁面，对滚动体与保持架则进行壳化。本实施例基于ICEM CFD软件对轴承环间模型网格划分，对滚动体及游隙附近网格细化加密，如图1所示，网格质量达到0.6以上，满足仿真的网格质量要求。

依据实际工况要求以及滑油理化参数等条件进行边界条件设置。轴承工况参数如表2所示，润滑油参数如表3所示。轴承环间为润滑油和空气两相流动，流域模型为图1所示，流域入口采用速度入口，端面为压力出口，轴承内圈、保持架、滚动体施加相应的边界条件，以空气为主相，滑油为次相，通过通过CFD-DPM-VOF实现气液两相耦合，同时对多相流施加动能方程，采用Realizable k-ε湍流模型运输方程，建立起油气两相热流耦合计算模型。基于表2中的参数本实施例采用多重参考系(MRF)设置轴承各部件的运动边界，建立轴承油气两相热流耦合计算模型。

本发明兼顾轴承钢球自转与公转，通过钢球外表面设置不同的速度边界条件来实现。滚动体的自转速度：

其中n

表2

表3

3.利用所述模型计算不同油孔尺寸下轴承腔内流场以及温度场的分布。

三点角接触球轴承环下润滑为半内圈开设环下进油孔，油孔形状如图2所示，油孔半径为R，油孔半宽为H。

本发明通过改变环下油孔的半径R与油孔半宽H，从而控制环下油口的面积，分析环下油孔尺寸对轴承轴承温升分布的影响特性。本实施例基于Fluent分别对半径R＝7mm,油孔半宽H＝0.8mm和半径R＝5mm,油孔半宽H＝0.8mm以及半径R＝3mm,油口半宽H＝0.6mm三种环下油口尺寸对轴承腔内流场及温度场分布的影响特点进行计算分析。

不同油口尺寸下轴承腔内平均油液体积分数如图3所示，轴承腔内油液体积分数的增长随着供油量的增加而增加且逐渐变得平稳，且当滑油供给逐渐增加时，不同油口尺寸下，轴承环间滑油体积分数逐渐接近。

环下润滑不同油口尺寸在6L/min供油量下相同迭代步数时轴承腔内油液迹线如图4a、图4b和图4c所示，从中可以看出，随着油口面积的扩大，轴承腔内油液体积分数也在增大。不同油口尺寸下的轴承腔内温升数据如图5所示，与进入轴承腔内的滑油体积分数数据图3对应，从中可以看出环下油口尺寸半径R为7mm，油口半宽H为0.8mm时，更利于滑油进入轴承腔内，腔内温升较低。同时，在供油较少时，油口尺寸对轴承腔内平均温升的影响较大，随着油量供给的逐渐增大，油口尺寸对轴承温升的影响逐渐减小。

3.利用所述模型计算不同油孔位置下轴承腔内流场以及温度场的分布。

环下油孔位置均在Z轴负方向半内圈，承载力方向不同时，其轴承钢球自转回转轴如图6a和图6b所示。提取供油量在6L/min时相同迭代步数下轴承环间油液迹线图，可以清楚看出承载区侧环下开孔时，其内圈沟道滑油分布明显多于非承载区半内圈开设环下油孔。

不同供油量下的半内圈沟道平均油液体积分数的数据如图7所示，环下润滑时，供油量的增加使得轴承两侧半内圈沟道表面平均油液体积分数明显增加，且逐渐趋于平稳，沟道表面滑油附着增多利于轴承润滑，降低轴承温升。同时，该数据还表明，承载区侧半内圈开环下进油孔时，两侧半内圈沟道油液体积分数都明显多于非承载区半内圈开孔时两侧半内圈沟道油液体积分数。同时，承载区侧半内圈开孔时，随着供油量的增加，其非承载区侧表面油液体积分数逐渐逼近其承载区侧，而对于非承载区半内圈环下开孔时，其非承载区侧半内圈沟道油液体积分数逐渐超过承载区侧。滑油远离承载区接触点侧，不利于轴承润滑，结果表明，环下润滑时，承载区侧开设环下进油孔，有利于滑油附着在承载区接触点侧，提升轴承润滑效果，降低轴承温升，轴承内外圈油相云图及温场分布云图分别如图8a、图8b、图9a和图9b所示，在承载区侧开设环下油孔时，其内外圈及钢球表面滑油分布明显较多，这也是承载区同侧开孔时轴承环间温升较低的主要因素。

轴承内外圈温升分布如数据图10所示，承载区侧环下开设油孔时，内外圈温升都低于非承载区侧环下开孔，随着供油量的增加，内外圈温升逐渐区域平稳，同时，开孔位置对轴承温升的影响也逐渐减小，不难理解，供油量的显著增加导致轴承内外圈油液附着增多，环下开孔位置对轴承内外圈平均油液体积分数的影响逐渐减小，因此，温升差距也逐渐缩小。当供油量较小时，可以明显看出，环下开孔在承载区侧时，其内外圈温升明显小于轴非承载区侧环下开孔。

轴承腔内平均油液体积分数的数据图如图11所示，从中可以看出，随着供油量的增加，轴承腔内平均油液体积分数也相对增加，且逐渐趋于平稳，同时，开孔位置对轴承腔内油液体积分数的影响也逐渐减小，开孔位置对轴承腔内平均温升差距的影响也相对减弱。

轴承环间滑油分布直接影响轴承腔内温升，其轴承腔内温升分布如图12所示，环下油孔位置对轴承腔内平均温升结果亦与开孔位置对轴承内外圈温升影响特性一致，环下油孔开在承载区侧时，轴承腔内平均温升较小，随着滑油的增加，其温升差距逐渐减小。

轴承腔内的温升主要由滑油的粘性剪切温升与摩擦温升组成，承载区同侧开设油孔时，有利于滑油进入轴承腔内，腔内油液较多，温升较小，滑油增多会导致环间粘性剪切温升占比增加，摩擦温升占比相对减小。环下油孔开孔位置不同时，轴承腔内的摩擦温升与粘性剪切温升占比如图13所示。承载区侧开设环下进油孔时，轴承腔内摩擦温升占比较低，粘性剪切温升占比较高。滑油的逐渐增加使得开孔位置对温升占比的影响减小。综上所述，对于三点角接触球轴承环下油孔开孔位置，其承载区侧开设环下油孔明显优于非承载区侧环下开设油孔，有利于增加滑油进入轴承腔内，同时利于滑油附着在钢球与半内圈沟道接触点侧，保证润滑更加充足，降低轴承内外圈以及腔内的温升。

实验验证

为了验证本发明仿真方法的有效性，现对该方法进行实验验证。

1)实验条件及方案

本实验中轴承选用三点角接触球轴承，且参数与步骤2模型建立所用的参数一致，该轴承试验机局部结图如图14所示，试验机为洛轴现有设备，包括滑油喷嘴1、环下集油槽2、温度传感器3、主轴5、径向力加载器6、轴承座7，实验轴承4设置在轴承座7上，由径向力加载器6向实验轴承施加径向载荷，温度传感器3与数据处理器相连，数据处理器与中央计算机相连，将温度传感器的探头与轴承外圈表面接触，传感器会将所测得温度信号转换为电信号，然后经过数据处理器处理电信号后即可在中央计算机实时显示温度。

对轴承施加径向和轴向载荷，滑油由滑油喷嘴1喷出，进到环下集油槽3，受轴承离心力作用，从环下进油孔进入到轴承腔内。为保证试验结果准确性，需将实验轴承在试验机磨合一段时间，再进行仿真对照实验。因此，在实验开始时，均需要固定轴承外圈，将内圈转速设置为10000rpm，供油量设置为3L/min，并对轴承施加径向载荷500N，,以及轴向载荷16000N，使轴承在此工况下稳定运行30分钟后，再调整供油量，从而保证试验结果准确性。

试验机运转过程中，轴承在一种工况下工作开始时，其温升较快，且在稳定工作30分钟后，其温度逐渐趋于稳定，因此，在每种工况运行40分钟后进行温度采集。采集方式为1s记录1次外圈温度数据，连续采集10分钟，即每种工况下采集600个数据，之后求取平均值作为该工况下得最终温度。每种工况数据采集处理完毕后，停止该工况实验，待轴承及试验机冷却完毕后，在进行下一个工况实验，并记录数据。

2)实验结果分析

轴承内圈转速为10000rpm、轴向载荷16000N、径向载荷500N、轴承外圈固定、供油温度为110℃时，不同供油量下轴承实验数据与仿真数据对比结果如图15所示。从中可以看出，该轴承在高速重载工况下工作，其温升较高，随着供油量的增加，轴承润滑与冷却效果变好，轴承外圈温度逐渐下降且下降趋势逐渐变缓，表明在供油量达到一定值后继续增大供油量对轴承的冷却效果提升不大。同时，实验验证了，承载区同侧开设环下油孔是轴承温升低于承载区异侧开设环下油孔。

因此，本发明的仿真结果与实验数据趋势一致且误差在允许范围内，试验温度较仿真结果低是因为试验中轴承与外界空气进行对流换热，在仿真中模拟工况为轴承与高温空气进行对流换热，实验环境温度低于仿真高温空气。

本发明的仿真方法能够准确仿真出油孔设计对轴承环间两相流场及温度场的影响，以及环下润滑时环下油孔参数等因素对轴承环间油液两相流场及温度场分布特点及其影响机理。