超硬鍍膜圓柱滾子軸承動力學接觸特性分析

孫占偉，陳錦江，秦法正，王芳，文杰

(燕山大學 機械工程學院，河北 秦皇島 066004)

圓柱滾子軸承因承載能力大、剛性高，廣泛應用于機車車輛、減速器和起重運輸機等領域。隨著技術的發展，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)的滾子最大接觸應力、軸承整體和滾子的最大節點位移，并以鍍后最大接觸應力和節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構參數見表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見表2。

表1 NU308E軸承結構參數

表2 不同材料的特性參數

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、內圈與滾子相接觸部分定義為線彈性材料，內圈其余部分則定義為剛體材料以便于施加載荷和轉速并減小計算量[5]。內外圈和滾子采用映射方式劃分為六面體網格,保持架采用自由方式劃分為四面體網格,針對接觸區域進行網格細化,單元均為SOLID164。保持架受力情況復雜，在仿真時一般均采用內圈旋轉，通過設置與滾子的接觸對來引導其運動[6]。滾子與內圈、外圈、保持架的接觸對均為12對，并采用面面接觸方式，靜、動摩擦因數分別設為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下的接觸應力和應變進行分析，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)限制內圈內表面除沿周向轉動和徑向移動外的所有自由度；3)限制保持架除沿周向轉動外的所有自由度；4)在內圈內表面施加向下的徑向載荷8 kN，轉速為6 000 r/min。

2 接觸特性分析

分別分析軸承鍍膜前、后的最大接觸應力與節點位移并進行對比，以鍍后最大接觸應力和節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力云圖如圖3所示，滾子的最大接觸應力σmax為0.582 GPa。

圖3 鍍前滾子接觸應力云圖

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

圖4 鍍前軸承節點位移云圖

軸承中受載最大的滾子載荷Q為[10]

(1)

滾子的最大接觸應力σmax為[10]

(2)

式中：Fr為軸承所受徑向力；Z為滾子數目；∑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力為0.525 GPa，與仿真分析誤差在允許的范圍之內，驗證了有限元分析的正確性，在此基礎上可進一步對鍍后軸承進行動力學接觸特性分析。

2.2 鍍后

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

圖5 鍍后滾子接觸應力云圖

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

圖6 鍍后軸承節點位移云圖

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力σ′max及最大節點位移δ′max隨膜厚的變化分別如圖7、圖8所示。

圖7 滾子最大接觸應力隨膜厚的變化

圖8 滾子最大節點位移隨膜厚的變化

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

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

3 結束語

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