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      超硬鍍膜圓柱滾子軸承動力學(xué)接觸特性分析

      2017-07-25 05:09:34孫占偉陳錦江秦法正王芳文杰
      軸承 2017年11期
      關(guān)鍵詞:保持架鍍膜滾子

      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。

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