CN107577904A - 一种等寿命轮毂轴承的设计方法 - Google Patents
一种等寿命轮毂轴承的设计方法 Download PDFInfo
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Abstract
本发明公开了一种等寿命轮毂轴承的设计方法。现有设计中双列角接触的对称结构存在较大设计冗余。本发明先通过建立普通轿车刚性模型,再推导得轮毂轴承内外侧受力情况;针对受力不同,分别对两列角接触球轴承进行设计,经实例计算和仿真研究,最后得出新设计轮毂轴承可优化应对轮毂轴承受力不同的情况。本发明能根据车辆行驶中侧向力的大小,设计出等寿命的双列角接触球轴承,减小轮毂轴承质量,实现精准设计。
Description
技术领域
本发明属于寿命可靠性技术领域,具体涉及一种基于滚动轴承寿命理论的等寿命轮毂轴承设计方法。
背景技术
轮毂轴承是汽车底盘的关键零部件之一,目前中小型轿车中常用的是第三代轮毂轴承,其常见的轴承种类为双列角接触球轴承。由于车辆转向时轮毂轴承承受的内外侧向力大小不同,现有设计中双列角接触的对称结构存在较大设计冗余。随着目前汽车轻量化发展的趋势,A00级或A000级的小型电动汽车越来越受到关注,受限于电池容量最大行驶里程数,小型电动车的整备质量向500kg以下发展,对于汽车配件的质量提出了苛刻的要求。因此,针对车辆转向轮毂轴承侧向受力不同的工况,去除冗余设计,保证双列角接触球轴承内外侧等寿命,实现精准设计,对轮毂轴承的轻量化设计有重要的理论及工程意义。
发明内容
本发明目的是提出一种等寿命轮毂轴承的设计方法,能根据车辆行驶中侧向力的大小,设计出等寿命的双列角接触球轴承,减小轮毂轴承质量,实现精准设计。本发明先通过建立普通轿车刚性模型,再推导得轮毂轴承内外侧受力情况;针对受力不同,分别对两列角接触球轴承进行设计,经实例计算和仿真研究,最后得出新设计轮毂轴承可优化应对轮毂轴承受力不同的情况。
本发明的具体步骤如下:
步骤1、建立普通轿车刚性模型,将轮毂轴承分为标准列和设计列,推导轮毂轴承受力情况,受力较大侧为标准列,受力较小列为设计列,得出轴承标准列轴向载荷Fa和轴承标准列径向载荷Fr。
步骤2、将下述涉及的符号及符号意义列于表1。表1符号及符号意义
计算轮毂轴承标准列的最终接触角α,轮毂轴承为角接触球轴承。
①根据内滚道直径di、外滚道直径d0、球直径D、内滚道曲率半径ri、外滚道曲率半径ro和球数Z,计算下列参数:
轴承节圆直径dm=0.5×(di+do)
轴承径向游隙Pd=do-di-2×D
内沟道沟曲率系数fi=ri/D
外沟道沟曲率系数fo=ro/D
轴承总曲率B=fi+fo-1
②根据接触角初值α1,通过迭代方程求解轮毂轴承标准列的最终接触角α,迭代方程如下:
将迭代至αj+1-αj趋近于零时的αj+1取值作为最终接触角α。式中,K=25850×B;对于角接触球轴承,无载荷作用下的接触角
步骤3、求轮毂轴承的标准列载荷分布。
根据的值,对应表2求得轮毂轴承的标准列载荷分布积分Ja(ε)和载荷分布系数ε。
表2
若的值可从表2查到,则Ja(ε)和ε值用查表法求得;
若的值不能从表2查到,则用插值法求得:
式中,ε1、ε2、Ja1(ε)、Ja2(ε)、和均为表2中查得的值,根据求得的Ja(ε)和ε,求解承载区域θ=cos-1(1-2ε)、滚动体之间的夹角ψ=360/Z。
所有滚动体与轴承竖直法线之间的角度由-180°~180°依次等角度顺序变化,记为
对于球轴承载荷,在承载区域范围内,每个滚动体都有一个对应的实际载荷
对所有取平均值,则为当量载荷Qe。
内沟道当量载荷:
外沟道当量载荷:
步骤4、计算轮毂轴承的标准列内外滚道额定动载荷。
在当量载荷Qe作用下,滚动体与滚道点接触的疲劳寿命由下式确定:
式中,L的单位为106转;
考虑到由非零接触角引起的自旋的影响,内、外沟道额定动载荷计算式如下:
内沟道额定动载荷
外沟道额定动载荷
其中,γ=(Dcosα)/dm。
步骤5、计算轮毂轴承的标准列寿命。
对于内滚道疲劳寿命可按下式计算:
对于外滚道疲劳寿命可按下式计算:
对于标准列承疲劳寿命可按下式计算:
式中,对于角接触球轴承,取参数e=10/9,则上式变为
对于各种球轴承,ISO给出了基本额定动载荷计算公式中的bm系数,对于角接触球轴承bm=1.3。所以标准列最终轴承寿命
步骤6、对轮毂轴承的设计列进行结构设计。
根据轮毂轴承的设计列承载大小,选取现有标准轴承,设定设计列轴承的参数初值:外滚道直径do'、内滚道直径di'、球直径D'、球数Z'、内滚道曲率半径ri'、外滚道曲率半径ro',重复步骤2~5计算设计列轴承的轴承寿命。在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,对do'、di'临近域做参数优化,建立do'、di'和最终寿命L'三维直角坐标系,绘制以do'、di'为自变量,设计列最终寿命L'为目标函数的轴承寿命曲面,使其与标准列轴承寿命L平面相交。理论上,标准列轴承寿命L平面与设计列轴承寿命曲面最高点相切达到理论最大值。考虑到实际加工误差和材料非各向同性,当标准列轴承寿命L值与设计列轴承寿命曲面最高点值的差值在5%以内时,将该设计列轴承寿命对应的do'、di'、D'、Z'、ri'、ro'定为设计值。若在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,得不到设计列最终寿命与标准列轴承寿命的差值在5%以内,则重新设定设计列轴承的参数初值计算设计列轴承的轴承寿命,以及对do'、di'临近域做参数优化。
本发明的有益效果:
本发明针对轮毂轴承实际工作中所承受的侧向力状况,改变原有对称的轮毂轴承设计,根据不同的内外侧向力,设计了不对称轮毂轴承结构,相较传统的轮毂轴承更能适应轴承内外侧载荷分布,提高了产品的寿命,较大地减少了冗余,实现轻量化设计。
附图说明
图1为本发明中轮毂轴承的剖视图;
图2为本发明中轮毂轴承的侧视图;
图3为本发明中轮毂轴承设计列的外滚道直径、内滚道直径及最终寿命三维曲面图。
具体实施方式
下面结合附图对本发明作进一步说明。
一种等寿命轮毂轴承的设计方法,具体步骤如下:
步骤1、建立普通轿车刚性模型,将轮毂轴承分为标准列和设计列,推导轮毂轴承受力情况,受力较大侧为标准列,受力较小列为设计列,得出轴承标准列轴向载荷Fa=1800N和轴承标准列径向载荷Fr=750N,设计列轴承轴向力Fa'=800N。
步骤2、计算轮毂轴承标准列的最终接触角α,轮毂轴承为角接触球轴承。
①如图1和2所示,设置标准列角接触球轴承几何尺寸为:内滚道直径di=52.304mm,外滚道直径do=77.706mm,球直径D=12.7mm,内滚道曲率半径ri=6.6675mm,外滚道曲率半径ro=6.5405mm,球数Z=8。
对标准列角接触球轴承分析,计算下列参数:
轴承节圆直径dm=0.5×(di+do)=65.0050mm
轴承径向游隙Pd=do-di-2×D=0.0020mm
内沟道沟曲率系数fi=ri/D=0.5250
外沟道沟曲率系数fo=ro/D=0.5150
轴承总曲率B=fi+fo-1=0.0400
②根据接触角初值α1,通过迭代方程求解轮毂轴承标准列的最终接触角α,迭代方程如下:
将迭代至αj+1-αj趋近于零时的αj+1取值作为最终接触角α,最终解得α=0.1628。式中,K=25850×B;对于角接触球轴承,无载荷作用下的接触角
步骤3、求轮毂轴承的标准列载荷分布。
根据的值,对应表2求得轮毂轴承的标准列载荷分布积分Ja(ε)和载荷分布系数ε。
表2
由表2查得ε1、ε2、Ja1(ε)、Ja2(ε)、和的值,并将代入下式:
进而求解
根据每个滚动体对应的实际载荷得到:
对所有取平均值,则为当量载荷:
内沟道当量载荷
外沟道当量载荷
步骤4、计算轮毂轴承的标准列内外滚道额定动载荷。
内沟道额定动载荷:
外沟道额定动载荷:
其中,γ=(Dcosα)/dm。
步骤5、计算轮毂轴承的标准列寿命。
对于内滚道疲劳寿命可按下式计算:
对于外滚道疲劳寿命可按下式计算:
对于角接触球轴承bm=1.3;
所以标准列最终轴承寿命
步骤6、对轮毂轴承的设计列进行结构设计。
根据轮毂轴承的设计列承载大小,选取现有标准轴承,设定设计列轴承的参数初值:外滚道直径do'、内滚道直径di'、球直径D'、球数Z'、内滚道曲率半径ri'、外滚道曲率半径ro',重复步骤2~5计算设计列轴承的轴承寿命。
由赫兹理论与接触蠕滑原理,球数Z'增加会减小每个球与沟道的接触载荷,从而延长轴承寿命,但球数增加会增大轴承重量,因此应当在保证轴承寿命的前提下尽可能减少球数。同时滚道曲率半径越接近球半径,则密合度越高,点接触面增大,近似赫兹接触转化为Heathcote滚滑,球与沟道接触应力减小,但密合度的增加导致摩擦磨损加剧,温升较大,造成润滑脂失效,因此当选取适中的滚道曲率半径。初选设计列角接触球轴承几何尺寸为:球直径D'=7.938mm,内滚道曲率半径ri'=4.1675mm,外滚道曲率半径ro'=4.0881mm,球数Z'=9。
在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,在沟道直径邻域内作优化,取di'=26.562~26.57mm,do'=42.445~42.453mm,建立do'、di'、设计列最终寿命L'三维直角坐标系,绘制以do'、di'为自变量,设计列最终寿命L'为目标函数的轴承寿命曲面,如图3所示。由于在di=26.568mm,do'=42.448mm时,设计列最终寿命L'=489.3479与标准列轴承寿命L的差值在5%以内,由此可选定di=26.568mm,do'=42.448mm,完成等寿命轮毂轴承设计。若在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,得不到设计列最终寿命与标准列轴承寿命的差值在5%以内,则需重新设定设计列轴承的参数初值计算设计列轴承的轴承寿命,以及对do'、di'临近域(do'、di'的临近域均为初值上下浮动±20%范围)做参数优化。
Claims (1)
1.一种等寿命轮毂轴承的设计方法,其特征在于:该方法的具体步骤如下:
步骤1、建立轿车刚性模型,将轮毂轴承分为标准列和设计列,推导轮毂轴承受力情况,受力较大侧为标准列,受力较小列为设计列,得出轴承标准列轴向载荷Fa和轴承标准列径向载荷Fr;
步骤2、将下述涉及的符号及符号意义列于表1;
表1 符号及符号意义
计算轮毂轴承标准列的最终接触角α,轮毂轴承为角接触球轴承;
①根据内滚道直径di、外滚道直径d0、球直径D、内滚道曲率半径ri、外滚道曲率半径ro和球数Z,计算下列参数:
轴承节圆直径dm=0.5×(di+do)
轴承径向游隙Pd=do-di-2×D
内沟道沟曲率系数fi=ri/D
外沟道沟曲率系数fo=ro/D
轴承总曲率B=fi+fo-1
②根据接触角初值α1,通过迭代方程求解轮毂轴承标准列的最终接触角α,迭代方程如下:
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将迭代至αj+1-αj趋近于零时的αj+1取值作为最终接触角α;式中,K=25850×B;对于角接触球轴承,无载荷作用下的接触角
步骤3、求轮毂轴承的标准列载荷分布;
根据的值,对应表2求得轮毂轴承的标准列载荷分布积分Ja(ε)和载荷分布系数ε;
表2
若的值可从表2查到,则Ja(ε)和ε值用查表法求得;
若的值不能从表2查到,则用插值法求得:
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式中,ε1、ε2、Ja1(ε)、Ja2
(ε)、和均为表2中查得的值,根据求得的Ja(ε)和ε,求解承载区域θ=cos-1(1-2ε)、滚动体之间的夹角ψ=360/Z;
所有滚动体与轴承竖直法线之间的角度由-180°~180°依次等角度顺序变化,记为t=1,2,3,…,Z;
对于球轴承载荷,在承载区域范围内,每个滚动体都有一个对应的实际载荷
对所有取平均值,则为当量载荷Qe;
内沟道当量载荷:
外沟道当量载荷:
步骤4、计算轮毂轴承的标准列内外滚道额定动载荷;
在当量载荷Qe作用下,滚动体与滚道点接触的疲劳寿命由下式确定:
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式中,L的单位为106转;
考虑到由非零接触角引起的自旋的影响,内、外沟道额定动载荷计算式如下:
内沟道额定动载荷
外沟道额定动载荷其中,γ=(Dcosα)/dm;
步骤5、计算轮毂轴承的标准列寿命;
对于内滚道疲劳寿命按下式计算:
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式中,对于角接触球轴承,取参数e=10/9,则上式变为
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对于各种球轴承,ISO给出了基本额定动载荷计算公式中的bm系数,对于角接触球轴承bm=1.3;所以标准列最终轴承寿命
步骤6、对轮毂轴承的设计列进行结构设计;
根据轮毂轴承的设计列承载大小,选取现有标准轴承,设定设计列轴承的参数初值:外滚道直径do'、内滚道直径di'、球直径D'、球数Z'、内滚道曲率半径ri'、外滚道曲率半径ro',重复步骤2~5计算设计列轴承的轴承寿命;在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,对do'、di'临近域做参数优化,建立do'、di'和最终寿命L'三维直角坐标系,绘制以do'、di'为自变量,设计列最终寿命L'为目标函数的轴承寿命曲面,使其与标准列轴承寿命L平面相交;理论上,标准列轴承寿命L平面与设计列轴承寿命曲面最高点相切达到理论最大值;考虑到实际加工误差和材料非各向同性,当标准列轴承寿命L值与设计列轴承寿命曲面最高点值的差值在5%以内时,将该设计列轴承寿命对应的do'、di'、D'、Z'、ri'、ro'定为设计值;若在初选球数与内、外滚道曲率半径的条件下,得不到设计列最终寿命与标准列轴承寿命的差值在5%以内,则重新设定设计列轴承的参数初值计算设计列轴承的轴承寿命,以及对do'、di'临近域做参数优化。
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