作为防止滚动轴承蠕动措施的中间层

许多传动装置的寿命由安装的滚动轴承的寿命决定。为使整个系统具有较高的可靠性，有必要协调载荷谱中涉及的所有部件和运动副。因为轴承座直接或间接地受到径向、弯曲和扭转载荷的影响，所以研究重点集中在轴承座上。

由于作用在轴承上的特定载荷不断增加，套圈显著的相对运动导致的损伤范围不断扩大，这一相对运动与套圈蠕动密不可分，由此产生的滑移运动会导致微动和/或大量磨损。

谈到风力发电机，通常会提及由蠕动引起的轴承(如齿轮箱轴承和主轴轴承)失效，在航空工业中越来越多的自动变速箱、电动机和辅助装置的设计者致力于寻求解决方。套圈蠕动类似于套圈的履带式行走运动，与轴-轮毂过盈配合中的切向滑移形成对比，即使没有公称力矩传递，也会发生套圈蠕动。蠕动过程的详细说明如图1所示。

静止轴承和运动轴承的外圈、滚动体和轴承座分别如图1a和图1b所示。即使是纯法向载荷(轴承处于静止状态)也很明显会引起如图1a所示的套圈的主要变形。轴承在受载区域受到径向压缩，在区域外受到径向和切向拉伸。另外，体积从加载区域转移到滚动体之间的区域。因此，套圈拉长和凸出导致连接处压力部分减小。

此外，轴承座这一区域还存在较强的剪应力。若轴承开始旋转(图1b)，则套圈在旋转方向上存在定向压缩。若超过了轴承座这一区域的蠕动剪应力临界值，就会发生局部滑移。当轴承进一步旋转时，套圈与周围几何结构之间会产生连续位移(即蠕动运动)。套圈蠕动现象需要与行星齿轮蠕动现象区别，行星齿轮蠕动现象是行星齿轮椭圆化的结果。

图1 蠕动产生的套圈变形

FVA的研究项目揭示了由于主要边界条件之间的复杂相互作用，在点载荷作用下的外圈蠕动尤为关键。此外，Leidich等研究了径向轴承的显著影响变量。图2总结了相关变量，并定性评估了其对轴承蠕动趋势的影响。

图2 基于设计的防止蠕动措施的概述和评估

基于这些发现，Leidich等研究了不同类型轴承的蠕动趋势。圆锥滚子轴承和角接触球轴承的蠕动阈值最高。圆柱滚子轴承和调心滚子轴承的蠕动阈值相对较低，因此更易发生蠕动。最易发生蠕动的是深沟球轴承。

这些综合性研究项目为在早期设计阶段采用简单方法(设计措施)消除轴承蠕动提供了基础。考虑这些影响因素可显著减弱轴承蠕动趋势。然而，由于高的特定轴承载荷或其他约束，这些措施有时不能实现或无法执行。在这种情况下，设计者需寻求二级措施，以确保能在特定应用中消除套圈蠕动。

在总结前人研究成果的基础上，从摩擦学和设计的角度提出了几种防止轴承蠕动的措施。第一种措施是增加结合处的摩擦因数μF以增加摩擦力，从而抵消轴承蠕动。因此，可对外圈的激光织构和不同轴承座材料进行研究。作为中间层的第一代，以弹性层为例，对外圈上的一种玻璃纤维增强塑料(GRP)进行试验。弹性层吸收了外圈的变形，从而减少了轴承蠕动。另一种中间层是一个钢环，将在下节描述。另外，也对插在外圈槽内起连接作用的圆柱销进行了试验。还有一种措施是专门设计了挡圈来防止轴承蠕动。前述几种措施的概述如图3所示。

图3 防止轴承蠕动措施的概述

这些措施均采用复杂的三维有限元分析方法进行了研究，并通过了试验验证。

下面的内容包括三维有限元分析方法的描述和试验研究。

对提出的措施进行全面研究需要建立扩展的有限元模型。为重现真实的蠕动现象，这些极其复杂且计算要求高的三维运动学模型需要采用Maiwald提供的模拟方法进行构建，同时可采用ABAQUS 6.12-1版本(隐式解算器)进行有限元分析。访问Chemnitz高性能Linux集群(“CHiC”)可提供必要的技术背景，甚至能采用这种模拟方法计算风能行业定义的任务。

这些条件使这几种措施的研究成为可能，这里仅提供其中的一些摘录，并研究其对蠕动行为的影响。研究对象为深沟球轴承6205和6216以及圆柱滚子轴承NU205和NU216(图4)。圆柱轴承座主要用于模拟和试验研究。所有模拟均在点载荷作用下在外圈上进行。

图4 模拟轴承类型的剖面图

1、 模型建立

深沟球轴承6205的三维剖面模型如图5所示，其中对球和保持架进行了简化。在计算模型中明显进行了一些简化(对蠕动行为的精度影响很小)。因此，仅模拟了相应的套圈、中间环或轴承座与外圈的中间层。轴承座、中间环或中间层以及外圈的材料属性定义为独立弹性体(表1)。采用约27×104个线性六面体单元(C3D8R)和3×104个线性楔体单元(C3D6)对这些弹性体进行模拟。将球模型定义为刚体。对整体模型的单个部件进行合理装配，使用滑动副(连接器类型为translator)将所有球的各自参考点与一个中心参考点(中心点)耦合(图5右)。因此，每个球在径向上仅剩余一个自由度。该自由度会以力约束或球载荷的形式消除，这个力可根据DIN ISO 281计算。通过旋转中心点，球会在圆周方向移动，并在外圈接触面进行无摩擦滑动。这些模型的建立和功能的详细解释可在文献[2，8，10]中找到。这种模拟算法允许使用有限元法来表示轴承进行几次旋转。另外，除了对接触副接触过程的精确评估，这种算法还允许选取不同参数。

图5 具有中间层的深沟球轴承的有限元剖面模型(左)；在中心参考点(中心点)与球(刚体)之间添加滑动副(连接器类型为translator)(右)

表1 外圈、轴承座和塑料涂层的材料属性

2、各向异性材料行为

对插入轴承座的2种形式的弹性中间层进行研究。可将一种具有各向同性材料行为的热塑性塑料(聚乙烯-醋酸乙烯共聚物，PEVAC)和一种具有各向异性材料行为的GRP层应用于轴承。对于GRP层，材料是正交各向异性的，表现出一种特殊的各向异性形式，可采用“工程常数”(ABAQUS)材料模型来描述这种材料行为。对于该模型，弹性层中的每点必须指定一个局部坐标系(图6)。利用该坐标系将表2中的材料属性按各自的方向绘制出来。

图6 弹性层中的纤维取向(左)和局部坐标系(右)

表2 具有正交各向异性材料行为的层的材料属性

3、 验证

在数值模拟的同时，凯泽斯劳滕大学机械元件、齿轮和传动研究所也进行了试验研究，以便对模拟结果进行验证。选择蠕动力FC、蠕动力矩TC和蠕动阈值pr,lim(Fr,lim)作为比较试验和模拟的合适变量。TC描述了作用于圆周上的力矩，该力矩由防止轴承座与外圈之间产生切向相对运动而采取的措施所产生(图7)。因此，TC表示即使存在摩擦配合，轴承座也无法吸收的力矩。蠕动阈值定义为轴承开始蠕动时的径向载荷。

图7 FC, TC和Fr的定义

轴承安装部位的配合通过相关间隙ξ*表示，其根据连结点(公称)直径dF和外圈直径dOR与轴承座直径dH之差Δd计算出，即

径向载荷也表示为一个相关变量。根据径向载荷Fr和轴承安装部位投影面积Aproj可得

为验证数值模拟的正确性，采用不同试验台对点载荷作用下的外圈蠕动进行了研究。重要的验证变量是外圈蠕动阈值和蠕动力矩。因此，为实现2种变量的检测，定制了试验工作台。采用变轴试验台对深沟球轴承6205和圆柱滚子轴承NU205进行研究，如图8所示。

试验轴承安装在试验轴承座上，试验轴承座放置在径向加载单元内，通过一个阀瓣弹簧包施加载荷，并通过测压元件测量。还可悬挂一个液压制动器施加径向载荷，从而形成一个动态载荷。在试验台的这种结构中，轴承座固定，轴承由连接到驱动轴的试验轴驱动。驱动轴由轴承支承。

第2种试验台通常用于研究轴承摩擦力矩，在此用于研究较大的深沟球轴承6216。摩擦力矩试验台如图9所示。

图9 摩擦力矩试验台

试验轴承位于静压轴承内，用弯曲梁将静压轴承固定到位，测量试验轴承的摩擦力矩。径向载荷通过加载单元施加到轴上。盘型弹簧包通过测压元件和轴承将径向载荷施加到轴上。这个轴连接到驱动轴上，驱动轴由皮带驱动，皮带驱动安装在第2个支承单元上。

如图10所示，为检测轴承蠕动，在试验轴承的外圈安装了传感器。电感式传感器(开关距离2 mm，开关频率1.5 kHz)置于转换器前端，当金属物体在传感器的开关距离内时，传感器发出的恒压信号下降。因此，可计算穿过传感器的转换器的齿数，并反馈外圈速度。这种检测方法不仅可通过缓慢施加径向载荷来检测轴承蠕动阈值，还可检测轴承蠕动速度和外圈转数。此过程可用于2种试验台。

图10 轴承蠕动的检测原理 为检测轴承蠕动力矩，采用了2种方法，并针对所用试验台制定了对应的检测方案。对于变轴试验台使用可旋转安装的杠杆，一端固定在外圈上，另一端压住测压元件(公称力500 N，线性偏差<0.2%)。因此，有可能测量防止轴承蠕动所需要的力(即蠕动力)。知道杠杆的径向位置便可计算蠕动力矩。

使用摩擦力矩试验台时，通过专用凸缘盘将采用的力矩计与外圈连接。该力矩计(公称力矩100 N·m，线性偏差0.1%)可直接提供防止轴承蠕动所需的力矩(蠕动力矩)。所有信号均使用频率为10 Hz的低通滤波器进行滤波。

所研究轴承的几何参数和与载荷相关的参数见表3。

表3 研究轴承的参数

如前所述，相关间隙ξ*和相关载荷pr是描述轴承蠕动趋势的最相关参数。因此，测量了轴承座和轴承的直径。文献[2]研究了配合间隙对轴承蠕动的影响。在这些测试中采用了具有高蠕动倾向的间隙配合来保证轴承蠕动。文献[1]也研究了径向载荷的影响，并将其设置为该研究的蠕动临界区，见表4。由于轴转速对轴承蠕动趋势没有影响，试验以3 000 r/min的恒定轴转速进行。在试验过程中，轴承采用无添加剂的ISO VG 100矿物油进行油浴润滑。在约8×104 r后，由于摩擦热与对流冷却之间的平衡，工作温度为50～60 ℃。为评估这些测试结果，对轴承和轴承座试验前、后的平均表面粗糙度Ra值和峰谷高Rz值分别进行了测量。这些测试在轴承座和轴承接触面的轴向方向进行，测试过程按照DIN EN ISO 4287执行。

表4 不同轴承试验研究的径向载荷条件