利用ANSYS軟件分析滾動(dòng)軸承接觸問(wèn)題

韋春翔 李偉偉 黃志平 葉 冬

(上海三一精機(jī)有限公司，上海 201200)

工程實(shí)際中廣泛存在的接觸問(wèn)題是一種高度非線性問(wèn)題，兩接觸體間的接觸應(yīng)力隨著外載荷的變化而變化，接觸體的變形和接觸邊界的摩擦作用使得部分邊界條件隨載荷的施加過(guò)程不同而變化。軸承作為現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)部分中十分重要的一環(huán)，它依靠?jī)?nèi)部各構(gòu)件間的滾動(dòng)接觸來(lái)支撐轉(zhuǎn)動(dòng)零件實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)和力的傳遞，其工況的好壞直接影響整機(jī)的運(yùn)行。滾動(dòng)軸承的接觸問(wèn)題體現(xiàn)在兩方面:(1)滾動(dòng)體與內(nèi)外圈間的接觸應(yīng)力大小;(2)軸承在載荷下的變形量。但是接觸問(wèn)題的求解一般是比較困難的，目前常用的是數(shù)值解法。而數(shù)值解法又分為有限元法、有限差分法、邊界單元法等。其中有限元法是在工程上應(yīng)用最為廣泛的方法，它可以用來(lái)分析較復(fù)雜的接觸問(wèn)題。本文以機(jī)械中常見(jiàn)的滾珠軸承為分析對(duì)象，利用ANSYS軟件對(duì)滾珠軸承進(jìn)行分析，并將得到結(jié)果與實(shí)際變形結(jié)果對(duì)比，得出利用ANSYS分析軸承接觸問(wèn)題的可行方法。

1 軸承的三維接觸有限元分析

1.1 軸承樣例

以常見(jiàn)的6300為例:材料為GCr15，外徑D=35 mm，內(nèi)徑d=10 mm，寬度B=11 mm，鋼球直徑Dw=6.35 mm，內(nèi)圈溝道曲率半徑Ri=3.27 mm，內(nèi)圈溝道溝底直徑Di=17.15 mm，外圈溝道曲率半徑Re=3.334 mm，外圈溝道溝底直徑De=29.85 mm，接觸角α=0，鋼球數(shù)量Z=7。

材料參數(shù):彈性模量E=207 000 MPa，泊松比μ=0.3。徑向載荷Fr=3 472 N。最大承載鋼球徑向載荷Q=2 480 N。

1.2 軸承的三維實(shí)體建模

角接觸球軸承機(jī)構(gòu)需考慮內(nèi)外圈不同的曲率半徑，形狀比較復(fù)雜，直接利用ANSYS內(nèi)部的建模功能不能精確地建立軸承的幾何模型，勢(shì)必造成幾何形狀上不必要的誤差。通常在CAD軟件中建立實(shí)體模型，利用CAD軟件與ANSYS的接口導(dǎo)入ANSYS，所以先根據(jù)該型號(hào)軸承的尺寸，在Pro/E中建立幾何模型(在此忽略保持架)。接著啟動(dòng)ANSYS，選擇菜單File＞Import＞Pro/E，打開(kāi)ANSYS的Pro/E的接口對(duì)話框，選擇剛保存的軸承裝配體文件，如圖1。

1.3 單元選擇及網(wǎng)格劃分

ANSYS中定義兩物體接觸是通過(guò)設(shè)置兩接觸體的接觸面來(lái)實(shí)現(xiàn)的，為了減少后續(xù)有限元模型的單元數(shù)，以節(jié)省出更多的計(jì)算機(jī)資源來(lái)精確地求解接觸問(wèn)題，對(duì)軸承滾道面與滾珠面接觸的范圍與面積參考經(jīng)典理論計(jì)算的結(jié)果，只建立1/8的模型，采用8節(jié)點(diǎn)離散三維實(shí)體單元Solid45，進(jìn)行網(wǎng)格劃分(Smart4級(jí)精度)。

1.4 軸承接觸問(wèn)題的描述

接觸問(wèn)題一般分為兩種基本類型:剛體—柔體的接觸和半柔體—柔體的接觸。ANSYS10.0支持三種接觸方式即:點(diǎn)—點(diǎn)、點(diǎn)—面和面—面，每種接觸方式使用特定的接觸單元。軸承問(wèn)題明顯屬于面面接觸，模型中的接觸單元選用Targe170即鋼球面，Contact174即圈體面。如圖3所示接觸對(duì)。

1.5 邊界條件及加載

由于分析模型只選取1/8的圈體分析，因此剖面處應(yīng)加對(duì)此約束;軸承通常安裝在剛性很大的軸和軸承座上，因此約束軸承外圈的全部自由度;徑向力在軸承的實(shí)際狀態(tài)中通過(guò)軸傳到內(nèi)圈上，以集中力的形式施加在內(nèi)部表面的軸向線的節(jié)點(diǎn)上。

1.6 有限元分析結(jié)果

(1)顯示結(jié)果

通過(guò)ANSYS后處理分析，得到最大載荷作用下鋼球同內(nèi)外圈的接觸結(jié)果。圖4、圖5所示的分別是鋼球同內(nèi)外圈的等效應(yīng)力和模型的總變形。模型的接觸應(yīng)力如圖6所示。

(2)結(jié)果分析

從上面ANSYS進(jìn)行有限元分析所得的結(jié)果可以看出，應(yīng)力最大的地方發(fā)生在鋼球與內(nèi)圈接觸處，這與理論計(jì)算中預(yù)期的初始接觸點(diǎn)一致。從圖4可以很清楚地看出，兩個(gè)相同材料接觸體內(nèi)部的接觸應(yīng)力是不同的，外圈最大接觸應(yīng)力在與鋼球接觸的位置，最大應(yīng)力為3 350.8 MPa。而內(nèi)圈最大應(yīng)力發(fā)生在內(nèi)圈滾道邊緣，最大應(yīng)力P=3 882.6 MPa。

從圖5得知，內(nèi)圈的接觸變形為長(zhǎng)軸a=1.854 mm，短軸b=0.158 mm;外圈的接觸變形為a=1.452 mm，b=0.254 mm。

2 滾動(dòng)軸承實(shí)際工況

為了驗(yàn)證 ANSYS分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，本文對(duì)6300軸承在載荷下的真實(shí)工況進(jìn)行了監(jiān)測(cè)。采用Labview8.2編寫信號(hào)采集軟件，在軸承受力部分貼應(yīng)變片，采集其受力變形的電信號(hào)。硬件部分采用了Usb2080的14位信號(hào)采集卡、信號(hào)放大器、巴特沃斯濾波器等等。其程序框圖和顯示框圖如圖7和圖8。

表1 模擬結(jié)果精度分析

軸承在真實(shí)工況下的變形結(jié)果與ANSYS模擬結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表1。

3 結(jié)語(yǔ)

(1)比較有限元分析結(jié)果與實(shí)際工況，軸承內(nèi)圈的最大應(yīng)力與實(shí)際結(jié)果誤差為2.09%，外圈誤差為2.50%，表明該模型有限元模擬的準(zhǔn)確性。

(2)用有限元法對(duì)軸承進(jìn)行數(shù)值模擬，得出的接觸應(yīng)力都比等效應(yīng)力大，表明軸承的失效主要是由接觸應(yīng)力過(guò)大造成的，這與實(shí)際工程中滾動(dòng)軸承失效情況一致。

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