在滾動軸承的設(shè)計與應(yīng)用分析中 ,經(jīng)常會遇到軸承的承載能力、預(yù)期壽命、變形與剛度等問題 ,這些問題都與軸承的受力和應(yīng)力分布狀態(tài)密切相關(guān)。因此 ,對滾動軸承的內(nèi)外圈和滾動體進(jìn)行應(yīng)力分析具有十分重要的意義。本文采用 軸承有限元分析軟件建立滾動軸承的有限元模型并加載求解 ,進(jìn)行應(yīng)力場分析 ,得出應(yīng)力場分布 ,對生產(chǎn)實際有一定的指導(dǎo)作用。
        1　創(chuàng)建軸承幾何模型
        采用 Unigraphics創(chuàng)建三維幾何模型,單位為 mm,所選幾何模型為內(nèi)外圈都是分離式的四列圓柱滾子軸承 ,內(nèi)徑為 300 mm,內(nèi)圈滾道直徑332 mm,外徑 420 mm,外圈滾道直徑 392 mm,每列 30個滾子 ,滾子直徑 30 mm,長度 57 mm。
        2　有限元分析過程
        2. 1　軸承與內(nèi)圈過盈配合時應(yīng)力的有限元分析
        2. 1. 1  有限元模型的建立
        為了考慮軸與內(nèi)圈過盈配合產(chǎn)生的應(yīng)力 ,需導(dǎo)入內(nèi)圈與軸配合的模型。實際中 ,該軸承內(nèi)圈與軸配合 ,過盈量為 0. 08～ 0. 13 mm,本文主要對過盈量為 0. 13 mm的配合進(jìn)行了分析。圖 1為其導(dǎo)入模型。由于是軸對稱模型 ,為了減小計算量 ,可取模型四分之一進(jìn)行分析。選擇計算單元 Solid8node185。軸承材料為G20Cr2Ni4, 其彈性模量為206GPa,泊松比μ= 0. 3。
        設(shè)置軸的圓弧線和內(nèi)圈內(nèi)表面圓弧線上的單元數(shù)量為40, 側(cè)棱的單元數(shù)為10, 內(nèi)圈徑向單元數(shù)為5,采用映射方式劃分網(wǎng)格, 離散后的模型如圖2所示,共有14 000個單元, 15 173個節(jié)點。        2. 1. 2  約束條件、施加載荷與求解
        以內(nèi)圈內(nèi)表面為目標(biāo)面, 軸的表面為接觸面創(chuàng)建接觸對,采用靜力分析模型。在分割形成的面上施加對稱約束,并在軸和內(nèi)圈的后表面施加z向的固定約束。設(shè)定載荷步結(jié)束時間為100, 關(guān)閉自動時間步長控制, 指定載荷子步數(shù)為1。
        進(jìn)行非線性分析, 計算結(jié)果收斂。求解得到應(yīng)力分布圖,直角坐標(biāo)系的VonMises應(yīng)力分布圖,將計算結(jié)果轉(zhuǎn)化到柱坐標(biāo)系中得到徑向(柱坐標(biāo)系的x方向)應(yīng)力和周向(柱坐標(biāo)系的y方向)應(yīng)力的分布圖。由圖可以看出軸承內(nèi)圈與軸過盈配合時, VonMises應(yīng)力等值面是一系列以軸承軸線為中心線的圓周面,應(yīng)力沿半徑向外方向依次減小,內(nèi)圈內(nèi)表面應(yīng)力最大, 外表面應(yīng)力最小。這與文獻(xiàn)所得理論結(jié)果完全相符, 證明了有限元分析的正確性。
        表中兩種計算結(jié)果非常接近, 過盈量在0. 08～0. 13 mm時,周向拉應(yīng)力最大為80. 674 MPa,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于該材料的抗拉強度極限1 175 MPa,所以內(nèi)圈是很安全的,不會發(fā)生斷裂。
        2. 2　滾子與內(nèi)外圈接觸應(yīng)力的有限元分析
        2. 2. 1 有限元模型的建立
        本文主要是對內(nèi)外圈和滾子的接觸應(yīng)力進(jìn)行分析,鑒于空間分析計算量太大,將空間問題簡化為平面問題進(jìn)行分析,采用平面應(yīng)變的分析類型,軸承外載荷為7 ×105 N。選擇計算單元Solid 4node 42。
        設(shè)定內(nèi)圈滾道線單元數(shù)為320,外圈滾道單元數(shù)為400,滾子單元數(shù)為24,采用自由劃分網(wǎng)格方式,共有5 849個單元, 6 959個節(jié)點。
        2. 2. 2 約束條件、施加載荷與求解
        創(chuàng)建內(nèi)圈滾道線與滾子邊線、外圈滾道線與滾子邊線為接觸對,采用靜力分析模型。在直角坐標(biāo)系中, 對外圈外表面施加固定的DOF約束,位移為零; 內(nèi)圈施加x 方向零位移約束。
        在內(nèi)圈內(nèi)表面施加載荷。將直角坐標(biāo)系轉(zhuǎn)化到柱坐標(biāo)系, 將滾子的節(jié)點坐標(biāo)系也轉(zhuǎn)化到柱坐標(biāo)系,對滾子施加y方向零位移約束,設(shè)定載荷子步數(shù)為20,最大子步數(shù)為1 000,最小子步數(shù)為1,打開自動時間步長,進(jìn)行非線性分析,計算結(jié)果收斂。
        由分析結(jié)果可以看出,在外載作用下, VonMi2ses應(yīng)力等值線沿接觸點的載荷作用線呈對稱分布,最大Von Mises應(yīng)力在載荷作用線上。
        利用Matlab編寫程序計算所得的受載最大的滾動體與內(nèi)圈接觸表面下VonMises應(yīng)力分布情況,顯然軸承分析結(jié)果與理論計算結(jié)果是吻合的。根據(jù)位錯能失效理論,此時最大VonMises應(yīng)力沒有超過屈服極限,軸承是安全的。由此可見,利用軸承軟件分析代替?zhèn)鹘y(tǒng)的理論分析是可行的。
        3　結(jié)束
        語利用UG軟件與軸承軟件之間良好的數(shù)據(jù)接口,將UG中完成建模并裝配好的圓柱滾子軸承導(dǎo)入軸承中,對其進(jìn)行接觸應(yīng)力分析。結(jié)果表明,用軸承有限元分析可代替?zhèn)鹘y(tǒng)的理論分析,同時得出內(nèi)圈與軸過盈配合時應(yīng)力的分布情況和內(nèi)外圈與滾子之間接觸應(yīng)力的分布情況,為判斷軸承的失效形式提供了一定的理論依據(jù)。