汽车轮毂轴承凸度有限元分析

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汽车轮毂轴承凸度有限元分析
孙立明1,王大力1,赵滨海1,杨建虹2,颜　波2,张天平2
(1.洛阳轴承研究所　河南　洛阳　471039　2.万向集团技术中心　浙江　萧山　311215)
摘要:用ANSY S软件对桑塔纳轿车前轮毂轴承进行有限元分析,确定合理的凸度形式及滚子与滚道的最佳凸度匹配关系,给出了滚子、内圈滚道最佳凸度控制方程。

结果表明:凸度形式及滚子与滚道的凸度匹配关系对轴承的载荷分布和承载能力有显著影响,最佳凸度控制方程对改进轮毂轴承凸度设计具有重要的指导意义。

关键词:轮毂轴承;有限元;凸度
中图分类号:TH133.3;O242.21 文献标识码:A 文章编号:1000-3762(2005)02-0001-04 Finite E lement Analysis on Crow ning for Automobile H ub Bearings
S UN Li-ming1,W ANG Da-li1,ZH AO Bin-hai1,Y ANGJian-hong2,Y AN Bo2,ZH ANG T ian-ping2
(11Luoyang Bearing Research Institute,Luoyang471039,China;
21Wanxiang G roup T echnology Centrue,X iaoshan311215,Chian)
Abstract:The crowning of the front hub bearings of Santana car is analyzed by using ANSY S finite element s oftware,and the proper crowning form and optimal crowning match relation between roller and raceway are determined.The optimal crowning control equations of roller and inner raceway is given.The results show that the crowning match relation between roller and raceway has an important in fluence for load distribution and capacity of the bearing,the optimal crowning control equations has mainly guiding meaning to improve crowning design of hub bearing.
K ey w ords:hub bearing;finete element;crowning
近些年来,用户对圆锥滚子轴承的寿命提出了更为严格的要求,这不仅涉及到材料、热处理、制造水平、工装设备,而且涉及到轴承的设计,特别是滚子和滚道凸形、凸度量及最佳凸度匹配关系的确定。

由于滚子和滚道接触分析属于非静定问题,滚子与滚道接触区的大小、应力、应变及应力和应变的分布状态用赫兹理论求解比较困难。

因此,有必要采用现代设计方法,对这些问题进行分析求解。

1　滚子与滚道凸形和凸度量的确定
根据国内外轴承样品的对比分析结果及在滚子与滚道多种设计方案进行分析的基础上,仅对
收稿日期:2004-10-08
作者简介:孙立明,洛阳轴研科技股份有限公司产品开发部副部长,教授级高级工程师。

滚子与内圈有凸度的情况进行仿真分析,并提出如下滚子与滚道凸度设计原则,在轻载时,滚子的有效接触长度为滚子长度的60%～70%,重载时,不出现应力集中。

在此选择的凸形为修正对数曲线,并对4种情况的凸度匹配关系进行对比分析。

所给出的凸度量分别为:滚子和滚道无凸度;滚子凸度2.4μm,内圈滚道凸度5μm,滚子凸度8μm,内圈滚道凸度10μm,滚子凸度15μm,内圈滚道凸度15μm。

2　滚子和滚道凸度有限元模型及仿真分析
在轴承中,由于滚子和滚道的接触特征完全一致,因此用一个滚子和滚道接触的局部模型就能够进行整体的凸度仿真分析。

图1给出了有限元分析网格划分模型。

ISS N1000-3762 C N41-1148/TH
轴承
Bearing
2005年第2期
2005,N o.2
1-3　
图1　对数素线滚子和内、
外圈滚道接触几何模型的
网格划分图
(节点数近16000个)
3　分析结果
3.1　接触应力分布
图2～图5分别为对应上述4种情况的受载最大的滚子与内、外圈滚道接触法向应力分布图。

从图
2中可以看出,滚子和滚道不带凸度时,接触应力在接触的中部比较均匀,但在滚子的边缘出现应力集中,最大集中应力达2252.7MPa 。

为正常应力的3倍。

图2
　直线滚子和滚道接触的接触应力分布图
(轴承承受的径向载荷为0.3C r )
图3　凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图
(轴承承受的径向载荷为0.3C r ,滚子凸度为
2μm ,内圈滚道凸度为5μm )
图4　凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图
(轴承承受的径向载荷为0.3C r ,滚子凸度为
8μm ,内圈滚道凸度为10μm )
图5　凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图
(轴承承受的径向载荷为0.3C r ,滚子凸度为
15μm ,内圈滚道凸度为15μm )
从图3中可以看出,应力为滚子中间大,两端小,变化比较缓慢,基本比较均匀,避免了滚子边缘产生应力集中现象,滚子和内圈的接触长度为8.3mm 。

滚子和滚道的最大接触应力为1053.7
MPa 。

从图4中可以看出,应力为滚子中间大,两端小,变化比较迅速,无应力集中,滚子和内圈的接触长度为6.3mm ,滚子和滚道的最大接触应力为1173.1MPa 。

从图5中可以看出,滚子和滚道接触处的应力为中间大,滚子和内圈滚道的接触长度为5.0mm ,承载能力明显下降,滚子和滚道的最大接触
应力为1910.0MPa 。

3.2　滚子和滚道接触长度与载荷的关系
在0.1C r ～1.0C r 载荷下,滚子和滚道的接
触长度如表1和表2所示。

・2・《轴承》2005.№.2
表1　滚子凸度为2.4μm,内滚道凸度为5μm,滚子和滚道的接触长度
随轴承的径向载荷变化的关系
载　荷0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0滚子和内圈的接触长度L i/mm6.477.846.328.298.498.718.88.88.88.8滚子和外圈的接触长度L e/mm6.708.458.568.788.88.88.88.88.88.8 L i/L we(%)73.589.194.296.599.0100100100100100
L e/L we(%)76.19697.399.8100100100100100100 注:表中载荷一栏的数字代表和额定动载荷的比值
表2　滚子凸度为8μm,内滚道凸度为10μm时,滚子和滚道的接触长度
随轴承的径向载荷变化的关系
载　荷0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0滚子和内圈的接触长度L i/mm4.755.876.326.777.077.627.637.897.848.13滚子和外圈的接触长度L e/mm5.836.77.477.677.98.138.338.508.668.8 L i/L we(%)54.066.771.876.980.382.586.789.789.192.4
L e/L we(%)66.37684.987.29092.494.796.698.4100 注:表中载荷一栏的数字代表和额定动载荷的比值
在表1中,当径向载荷低于0.5C r时,滚子和滚道的有效接触长度较大,当径向载荷超过0. 5C r时,滚子和滚道完全接触,且滚子边缘出现应力集中。

在表2中,当载荷在0.2C r～0.3C r内、外滚道的接触长度分别为66.7%～84.9%,当载荷超过0.3C r时,接触长度增加缓慢,当径向载荷超过0.9C r时,滚子端部出现应力集中现象。

根据以上分析结果,滚子的凸度应在2.4～8μm之间,内圈滚道的凸度应在5～10μm之间,参考国外凸度的设计,在加工滚子和滚道凸度时应偏上限,因此,滚子的凸度实际控制在6～8μm,滚道的凸度实际控制在5～10μm。

通过数据拟合,滚子和滚道的凸度方程为:
(1)内圈滚道的凸度方程
凸度为8μm:
y=0.059ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕
凸度为9μm:
y=0.066ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕
凸度为10μm:
y=0.077ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕
(2)滚子的凸度方程
凸度为6μm:
y=0.00328ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕
凸度为7μm:
y=0.00382ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕
凸度为8μm:
y=0.00437ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕
y为凸度值(mm),x轴的方向与滚子素线凸度最大点的切线方向一致,x的取值范围为|x|<4.5mm。

3.3　结论
(1)受载最大的滚子与内、外圈滚道接触的法向应力变化平缓,滚子边缘没有出现应力集中现象;在轻载荷和重载荷的情况下,滚子都有足够的接触长度,这说明滚子和内圈凸形和凸度选择正确、合理。

(2)轴承寿命计算和滚子与滚道接触区中的应力、应变分布状况表明,轴承的主要参数和结构参数选择合理,轴承有足够的可靠性。

(3)上述凸度方程是针对JRM3939/TRM3968x 轮毂轴承推导得出的专用公式,对其他类型的轴承不具有普遍的适用性。

4　轴承寿命的试验验证
在凸度、轴承材料、结构设计改进的基础上,对轴承进行了小批量生产,按照试验规范P-VW2006进行了试验。

试验条件(下转第49页)
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3
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孙立明等:汽车轮毂轴承凸度有限元分析
M形保持架的成形方法
吕　成,刘玉敏
(吉林轴承集团有限公司　大安公司,吉林　大安　131300　)
关键词:滚动轴承;M形保持架;成形
中图分类号:TH133133;TG38611 文献标识码:B 文章编号:1000-3762(2005)02-0049-01
M形保持架的成形方法有3种:(1)先滚压成形,然后冲窗孔。

这种方法的优点是能够保证窗孔的倾斜度,但由于滚压成形的滚芯与冲孔使用的凹模吻合不好,在冲孔时经压料块施压,保持架容易产生严重变形,废品率高。

(2)利用夹具夹腰的形式来成形。

优点是成形后的保持架工艺尺寸比较稳定,废品率低,但胎具的加工很复杂,成形后退料速度低,而且也很危险,效率相当的低,不适用于批量生产。

(3)先平冲,然后利用滚轮和滚芯进行滚压成形。

平冲的凹模很容易加工,冲孔和成形的效率都得到了提高。

不论是大直径还是小直径的轴承都适用。

在设计滚轮(图1)、
滚芯(图2)时,应注意滚芯的L尺寸与滚轮的H尺寸之间的间隙应尽量小,单边间隙约在011～0115mm之间,L尺寸与工件滚形前的宽度尺寸之间的单边间隙约在0105～011mm之间为最佳。

间隙小使工件在滚芯内的串动量小,可以精确的定位,保证滚形后M 形两边距的工艺尺寸。

滚芯的M形深度应大于滚轮的深度1mm以上为佳。

这样的结构使得滚轮、工件和滚芯三者的接收稿日期:2004-04-12
图1　滚轮
图2　滚芯
触面积小,可以减少摩擦,避免由于摩擦力过大导致的窗孔倾斜。

(编辑:杜迎辉)
(上接第3页)
表3　改进后的轮毂轴承的疲劳寿命试验数据
编号疲劳寿命
/h
失效形式
试验寿命和疲劳
寿命的比值
1402保持架损坏18.5 2280内圈滚道疲劳剥落12.9 3351内圈滚道疲劳剥落16.1 4251滚子、内圈滚道疲劳剥落11.5 5854内圈滚道疲劳剥落39.3 6446内圈滚道疲劳剥落20.5 7741内圈滚道疲劳剥落34.1 8221保持架损坏10.2平均443.320.4为轴向载荷2183N,转速2000r/min,计算疲劳寿命为21.74h。

试验结果如表3所示。

改进前轴承的试验寿命为计算寿命的1～3倍,改进后,轴承的最低试验寿命为计算寿命的10.1倍,最大为58.5倍,平均试验寿命为计算寿命的27.48倍。

完全满足桑塔纳轿车前轮毂轴承配套的验收试验规范。

因此,可以说,有限元仿真分析是合理的、有效的。

(编辑:聂龙宣)
ISS N1000-3762 C N41-1148/TH
轴承
Bearing
2005年第2期
2005,N o12
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