BJ型等速万向节应力计算与结构设计_李科

2024年1月16日发(作者：宝马320li新车报价)

ISSN1000-3762轴承2002年第7期 6~10

CN41-1148PTHBearing2002,No.7BJ型等速万向节应力计算与结构设计李 科,王 伟,王路军,于福艳(瓦房店轴承集团公司,辽宁 瓦房店 116300)摘要:计算了球笼等速万向节的接触应力,确定了球笼等速万向节的钢球直径,并用实例说明了钟形壳、星形套和保持架的尺寸设计过程。关键词:等速万向节;结构;尺寸;应力;计算中图分类号:U463.216.1 文献标识码:B 文章编号:1000-3762(2002)07-0006-051 接触应力计算BJ型球笼等速万向节的沟道分为圆弧沟道、椭圆沟道和双心弧沟道三种类型,这里仅分析双心弧沟道。假设接触区处于弹性应力状态,接触尺寸比物体接触点处的曲率半径小得多,由赫兹接触应力理论可知,两个任意形状物体接触于一点,在法向力P的作用下,两物体压紧后形成的接触表面为椭圆形,其长、短半轴分别为3211-R1Rc111-cosWRc2R2表11P2(3)式中 WcosWABcosWABcosWAB011两接触体相应曲率平面间的夹角0.101.0700.9360.701.9050.6080.943.8240.4120.201.1500.8780.752.0720.5780.964.5080.3780.301.2420.8220.802.2920.5440.985.9370.3280.401.3510.7690.852.6000.5070.997.7740.2870.501.4860.7170.903.0930.4610.601.6610.6640.923.3960.438a=A31-T21-T212+E1E23P21111+++R1Rc1R2Rc21-T21-T212+E1E23P21111+++Rc1R2Rc2R1(1)b=B(2)1.1 星形套沟道和钢球的接触应力计算已知有一球笼等速万向节传递最大转矩T=1100N#m,所用钢球直径Dw为17.462mm。钢球回转直径D为60.522mm,沟形为双心弧,e1=0.19mm,R2=9mm。见图1、图2,R1=Rc1=8.731mm,星形套主曲率半径为R2=O1A=O2B=-9mm,星形套当式中 E1、E2aR1R2T1、T2bRc1Rc2A、BcosW=两接触体的弹性模量接触椭圆的长半轴钢球主曲率半径钟形壳或星形套沟道主曲率半径两接触体的泊松比接触椭圆的短半轴钢球当量曲率半径钟形壳或星形套沟道当量曲率半径系数,由cosW决定(见表1)11111+++Rc1R2Rc2R12#11-Rc1R1+11-R2Rc22+收稿日期:2001-03-30作者简介:李 科,男,宏达等速万向节制造公司工程师。图1

李 科等:BJ型等速万向节应力计算与结构设计#7#图2量主曲率半径为DwD-sin45b22Rc2=cos45b=34.064(mm)(4) 因为星形套材料为20CrMnTi,渗碳后表面硬度58~62HRC,钟形壳材料为55钢,中频感应淬火,表面硬度58HRC,钢球材料GCr15,硬度62HRC。因此,T1=T2=0.3,令E1=E2=2.07@10NPm,W=0,由(3)式和表1,用插值法得A=4.303,B=0.388。法向力TP=(5)36L1@10^L1=_D-Dwcos45b+22P=7372.85N2112DwD+sin45b22Rc2=cos45b=51.527(mm) cosW=0.950,A=4.166,B=0.395L2=DwD+cos45b+222(8)Dwsin45b22=36.954(mm)(9) 由(5)式得P=4961.257N;由(7)式可得p0=2307.72MPa。通过计算接触应力,可以发现星形套所受的接触应力远大于钟形壳,因此对于球笼等速万向节而言,最先损坏的零件应该是星形套,进行产品设计时,应校核星形套接触应力。1.3 钢球及钢球回转直径与接触应力的关系1.3.1 钢球直径与接触应力的关系其他条件不变,令钢球直径Dw分别为15.875、16.669、19.05和20.638mm,分别计算星形套沟道的接触应力,结果见表2。由表2可知:当钢球回转直径D一定时,随着钢球直径Dw的增大,星形套沟道的接触应力变小。1.3.2 钢球回转直径与接触应力的关系 其他条件不变,令钢球的回转直径D分别为Dwsin45b22(6) 据(1)、(2)式求得a=3.79mm,b=0.342mm。最大接触应力为3Pp0=2Pab=2715.89(MPa)(7)1.2 钟形壳沟道和钢球的接触应力计算同理有

#8#5轴承62002.l.7表2DwPmmPPNp0PMPa15.8757252.402839.2016.6697312.862779.6017.4627372.852715.8919.057492.172599.1020.6387608.552510.62表3DPmmcosWPPNp0PMPa560.95458082.562837.39580.95407753.172787.6660.5220.95357372.852715.89620.95327166.382693.02640.95296904.172646.99660.95266660.032605.1256、58、62、64和66mm,分别计算星形套沟道的接触应力,结果见表3。当钢球直径一定时,随着钢球回转直径增大,星形套沟道的接触应力变小。总之,通过计算接触应力可知,若要减小接触应力,一是增大钢球直径,二是增大钢球回转直径,但这两种方法都会使球笼等速万向节的尺寸增大。在保证强度、寿命的前提下,当钢球一定时,钢球回转直径增大不仅使钟形壳外径增大,而且也使钟形壳和星形套的沟道长度增长,使星形套的高度B2相应增加。因此,确定钢球回转直径与钢球直径之比显得尤为重要,经分析比较,推荐钢球回转直径与钢球直径之比为DPDw=3.20~3.40较为合理。Pc=Tc-3=12403.1425(N)6L2@10a=4.466mmb=0.423mm3Pc=3134.83(MPa)2Pab 若选钢球直径为16.669mm,钢球回转直径pc0=为55mm,则星形套的接触应力为pc0=3973.95MPa,钟形壳的接触应力为pc0=3339.25MPa。由于接触面积附近材料处于三向应力状态,而且三个主应力都是压应力,在接触面中心处三个主应力大小几乎相等,所以在该处的材料能够承受很大的压力而不发生屈服,因此接触问题的强度条件可写成p0[[RH],[RH]为接触许用应力。国外球笼等速万向节p0[4200MPa,笔者推荐p0[4000MPa为宜。因此,上述两种钢球都满足强度要求。2.1.2 钢球直径选择钢球的直径不但要满足强度要求,同时还要满足结构要求,即满足保持架厚度要求。当Dw=17.462mm时,如图2所示$1=R1sin(45b-D1)=2.13(mm)$2=R1sin(45b-D2)=1.63(mm)$=$1+$2=3.94(mm) 同理,Dw=16.669mm时,$=3.18mm。如果所选保持架厚度为3.8mm,则<17.462mm的钢球正好满足设计要求。2.2 保持架的尺寸设计2.2.1 保持架厚度的确定球笼等速万向节在形成轴间角的过程中,钢球可能是绕O点以钢球回转直径转动的,也可能是绕点O2或O1,以变化的直径来转动的(见图2 球笼等速万向节的结构设计2.1 钢球直径的确定2.1.1 强度校核对于汽车使用的等速万向节,由于车速较高,主要考虑安全因素,按汽车输出最大扭矩的2.5倍来设计。使用前,需做静扭疲劳试验,施加扭矩为2.5T,试验频率为4Hz,循环次数为20万次,实验后检查有无损坏。设钢球直径为17.462mm,钢球回转直径为60.522mm,T=1100N#m(1)星形套接触应力计算Tc=2.5T=2750(N#m)Pc=Tc-3=18432.13(N)6L1@10a=5.143mm b=0.464mm3Pcpc0==3687.93(MPa)2Pab (2)钟形壳的接触应力计算

李 科等:BJ型等速万向节应力计算与结构设计#9#同时尽量使保持架直径增大,以利于钢球转动。R=D222+Dw2=31.495(mm) 又R-DP2=1.23mm,说明钢球接触点上移了1.23mm。为了使钢球和保持架窗口接触点位于保持架中心,那么保持架内、外球面尺寸应为:R3=R+2=33.495(mm),R4=R-2=29.495(mm)。由图2可知Lc2=DwD+sin(45b-D2)22Dwcos(45b-D2)2图321P22图4+Lc1=DwD+sin(45b-D1)22Dwcos(45b-D1)221P22+3),在vOO2B中sinCb-B)2=sin(90OB=e2OA+e2(10)=32.768(mm) 考虑钢球与钟形壳沟道接触半径Lc2要大于保持架外球面R3,把R3、R4圆整为R3=33.50mm,R4=29.50mm,保持架窗口宽度B0=Dw,保持架宽度B=Dw+14。2.3 星形套和钟形壳的结构设计2.3.1 偏心量e的确定由图3可知,sinC=2ePD。在球笼等速万向节特性分析一文中,阐明2C=15b~17b为合理。所以e=DsinC2esin[180b-(90b-B)-C2](11)sinC2 令轴间角A=45b,根据球笼等速万向节的固有特性(A=2B,e1=e2),B=22.5b。将OA=DP2=30.261mm、e=4.2mm代入(10)、(11)式得:Cb,OQ=31.912=7.2968496mm,OQ-OA=1.65mm。同理可知,当钢球按顺时针转动时,同样需要1.65mm移动量,这样整个球笼等速万向节在形成45b轴间角时,钢球转过22.5b,钢球在保持架窗口中移动了3.3mm。为了防止钢球从保持架窗口中脱落,需要保持架厚度大于3.3mm。保持架设计厚度为3.8mm是正确的。2.2.2 保持架内、外球面的确定如果把钢球回转中心作为保持架球面中心,那么保持架和钢球接触点将会上移至A点(图4)。在形成45b轴间角时,钢球就会从保持架窗口中脱落,保持架球面中心直径R只有按下式设计,才能使保持架和钢球接触点正好落在保持架的中心部位,使钢球不致从保持架窗口中脱落。=30.261sin8b=4.2(mm)2.3.2 星形套的结构设计球笼等速万向节的工作极限轴间角A为45b,故钢球转角B=22.5b。由图5可得B1=L1sinB=9.5(mm)B2=2B1+e=23.2(mm)取B2=23.5mmR5=h=D-(22R2-e1-e1)=21.453(mm)22R5-(B2-B1)=16.25(mm)

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CN41-1148PTHBearing2002,No.7低噪声深沟球轴承的优化设计蔡素然(洛阳轴承研究所,河南 洛阳 471039)摘要:从设计方法分析了轴承振动和噪声产生的各种因素,介绍了低噪声深沟球轴承的优化设计方法,并通过实践证明其可行性。关键词:低噪声轴承;深沟球轴承;优化设计中图分类号:TH133.331 文献标识码:B 文章编号:1000-3762(2002)07-0010-04 精密机械和高档家电要求滚动轴承具有更小的振动、更低的噪声和一定的振动和噪声寿命。为了满足主机要求,迅速提高我国低振动、低噪声轴承的设计能力和制造水平,我所从设计方面分析了轴承振动和噪声产生的各种因素,并通过对国外低噪声轴承样品的检测分析,找出了我国低噪声轴承设计水平与国外的差距。在19895深沟球轴承设计方法6的基础上,汲取了国内、外轴承减振降噪最新研究成果及生产实践经验,对低噪声轴承进行了优化设计,制定了5低噪声深沟球轴承设计方法6和5低噪声深沟球轴承专用技术条件6。本文就微型及中小型深沟球轴承优化设计有关问题进行论述。收稿日期:2001-11-07作者简介:蔡素然,女,洛阳轴研科技股份有限公司产品开发部工程师。1 主参数的确定1.1 中小型轴承中小型轴承的主参数采用1989年深沟球轴承优化设计所确定的主参数,即球径Dw、球数Z和钢球组中心圆直径Dpw。由于1989年的优化设计已向行业推广多年,为了最大限度地保持继承性,绝大多数型号的中、小型轴承的主参数保持不变。少数型号的轴承由于考虑到密封结构、密封静空间等因素,对其主参数进行了调整。对特殊要求的轴承,主参数还可以另行设计。1.2 微型轴承微型轴承主参数约束条件为:(1)钢球直径DwKwmin(D-d)[Dw[Kwmax(D-d)式中 D轴承外径 因星形套与驱动轴是花键联接,设花键轴d1为26mm,只有2h>d1,才能保证星形套的强度。2.3.3 钟形壳的结构设计因为偏心量、钢球回转直径和保持架外球面都已经确定,在保证强度和刚性的前提下,只设计出沟道的长度就可以了。B3=L2sinB=14.2(mm)B4=2B3+e=32.5(mm)R6=D+(2R2-e1-e1)22=39.069(mm)图5(编辑:杜迎辉)