超硬鍍膜圓柱滾子軸承動力學(xué)接觸特性分析

孫占偉，陳錦江，秦法正，王芳，文杰

(燕山大學(xué) 機械工程學(xué)院，河北 秦皇島 066004)

圓柱滾子軸承因承載能力大、剛性高，廣泛應(yīng)用于機車車輛、減速器和起重運輸機等領(lǐng)域。隨著技術(shù)的發(fā)展，對軸承的承載能力提出了更高要求。強化超硬薄膜剪切強度大，即使其表面受到一定的摩擦力也不容易脫落，因此對主承載表面鍍強化超硬薄膜已成為提高承載能力的有效手段[1-2]。以NU308E圓柱滾子軸承為例建立有限元模型，基于ANSYS/LS-DYNA分析該軸承的動力學(xué)接觸特性，得到其鍍膜前(以下簡稱鍍前)與鍍膜后(以下簡稱鍍后)的滾子最大接觸應(yīng)力、軸承整體和滾子的最大節(jié)點位移，并以鍍后最大接觸應(yīng)力和節(jié)點位移最小為評價準則，對該型軸承鍍不同膜材和膜厚時的動力學(xué)接觸特性進行分析，得出最佳的膜材和膜厚。

1 有限元模型的建立

NU308E圓柱滾子軸承的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，選取鍍膜工程中常用的TiN,TiC,Si3N4和SiC為鍍鏌材料,幾種材料的特性參數(shù)見表2。

表1 NU308E軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 不同材料的特性參數(shù)

1.1 模型建立

1.1.1 鍍前模型

軸承鍍前保持架材料為ZCuZu40Pb2，其余材料為GCr15。外圈、滾子、保持架、內(nèi)圈與滾子相接觸部分定義為線彈性材料，內(nèi)圈其余部分則定義為剛體材料以便于施加載荷和轉(zhuǎn)速并減小計算量[5]。內(nèi)外圈和滾子采用映射方式劃分為六面體網(wǎng)格,保持架采用自由方式劃分為四面體網(wǎng)格,針對接觸區(qū)域進行網(wǎng)格細化,單元均為SOLID164。保持架受力情況復(fù)雜，在仿真時一般均采用內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)，通過設(shè)置與滾子的接觸對來引導(dǎo)其運動[6]。滾子與內(nèi)圈、外圈、保持架的接觸對均為12對，并采用面面接觸方式，靜、動摩擦因數(shù)分別設(shè)為0.1和0.02，建立模型如圖1所示。

圖1 有限元模型(剖掉1/4部分)

1.1.2 鍍后模型

與鍍前相比，鍍后僅增加了鍍層模型，其余設(shè)置均相同。針對不同厚度的鍍層，用glue命令分別與滾道表面和滾子柱面粘合在一起，采用映射方式劃分成六面體網(wǎng)格，單元為SHELL163[7-9]。有研究表明膜厚一般小于8 μm，且在5 μm左右比較合適[3]，分別對鍍膜厚度(以下簡稱膜厚)在1～8 μm下的接觸應(yīng)力和應(yīng)變進行分析，鍍后滾子模型如圖2所示。

圖2 鍍后滾子模型

1.2 邊界條件

鍍前與鍍后所施加的約束與載荷相同，如下：1)外圈外表面施加全約束；2)限制內(nèi)圈內(nèi)表面除沿周向轉(zhuǎn)動和徑向移動外的所有自由度；3)限制保持架除沿周向轉(zhuǎn)動外的所有自由度；4)在內(nèi)圈內(nèi)表面施加向下的徑向載荷8 kN，轉(zhuǎn)速為6 000 r/min。

2 接觸特性分析

分別分析軸承鍍膜前、后的最大接觸應(yīng)力與節(jié)點位移并進行對比，以鍍后最大接觸應(yīng)力和節(jié)點位移的值最小為原則，得出最佳膜材與膜厚。

2.1 鍍前

由軸承載荷分布原理可知，當受向下的徑向載荷時，僅有下半圈滾子受載。鍍前下半圈滾子的接觸應(yīng)力云圖如圖3所示，滾子的最大接觸應(yīng)力σmax為0.582 GPa。

圖3 鍍前滾子接觸應(yīng)力云圖

鍍前軸承節(jié)點位移云圖如圖4所示，軸承最大節(jié)點位移為29.3 μm，滾子最大節(jié)點位移δmax=6.82 μm。節(jié)點位移從內(nèi)圈到滾子再到外圈越來越小，這是由于載荷施加在內(nèi)圈，位移量從內(nèi)圈到外圈依次遞減。

圖4 鍍前軸承節(jié)點位移云圖

軸承中受載最大的滾子載荷Q為[10]

(1)

滾子的最大接觸應(yīng)力σmax為[10]

(2)

式中：Fr為軸承所受徑向力；Z為滾子數(shù)目；∑ρ為接觸處的主曲率和；l為滾子長度。

由上述公式可得到滾子的最大接觸應(yīng)力為0.525 GPa，與仿真分析誤差在允許的范圍之內(nèi)，驗證了有限元分析的正確性，在此基礎(chǔ)上可進一步對鍍后軸承進行動力學(xué)接觸特性分析。

2.2 鍍后

分別對不同膜材和膜厚下的接觸應(yīng)力和軸承節(jié)點位移進行計算，文中僅給出當膜材為TiN、膜厚為5 μm時的計算結(jié)果。鍍后滾子接觸應(yīng)力云圖如圖5所示，可知滾子的最大接觸應(yīng)力為0.602 GPa。

圖5 鍍后滾子接觸應(yīng)力云圖

鍍后軸承節(jié)點位移云圖如圖6所示，軸承最大節(jié)點位移為26.4 μm，滾子最大節(jié)點位移為5.91 μm。

圖6 鍍后軸承節(jié)點位移云圖

2.3 不同膜材和膜厚的對比

膜材為TiN,TiC,Si3N4和SiC時，鍍后滾子最大接觸應(yīng)力σ′max及最大節(jié)點位移δ′max隨膜厚的變化分別如圖7、圖8所示。

圖7 滾子最大接觸應(yīng)力隨膜厚的變化

圖8 滾子最大節(jié)點位移隨膜厚的變化

由圖7、圖8可知：1)鍍后與鍍前相比，最大等效接觸應(yīng)力均有所增大，而最大節(jié)點位移則均有所減??；膜材的彈性模量越大，最大等效接觸應(yīng)力也越大，而最大節(jié)點位移卻越小。2) 膜厚對軸承的接觸應(yīng)力和節(jié)點位移有一定的影響并具有相同的規(guī)律，即膜厚為3 μm時，最大接觸應(yīng)力和節(jié)點位移均最大；膜厚為5～8 μm時，最大接觸應(yīng)力和節(jié)點位移較小，軸承的綜合性能最好。

鍍膜后接觸應(yīng)力雖然增大,但是由于膜材的表面硬度很大(以TiN為例,其可達20 GPa以上),因此不容易發(fā)生屈服[11〗。所以應(yīng)優(yōu)先從鍍后節(jié)點位移最小為準則，來給出最佳膜材。節(jié)點位移越小，變形相應(yīng)也越小，軸承性能也越好。從仿真數(shù)據(jù)可以看出，TiN的節(jié)點位移最小，可作為最佳膜材。

3 結(jié)束語

通過分析不同膜材和膜厚下軸承的動力學(xué)接觸特性可得，膜材和膜厚對滾子最大接觸應(yīng)力與節(jié)點位移有不同程度的影響，為使鍍膜后滾子最大接觸應(yīng)力和節(jié)點位移最小，推薦選取TiN作為膜材，膜厚為5～8 μm。