预应力对柔性薄壁轴承疲劳寿命的影响
【图文】：
柔性轴承多体接触有限元模型，在充分考虑柔性轴承内外圈的装配预变形和预应力的情况下，分析柔性薄壁轴承的载荷特性对其应力、变形和载荷分布的影响。研究结果对柔性薄壁轴承的设计和寿命预测有一定理论指导意义和工程应用价值。1柔性轴承与凸轮的接触分析柔性轴承与普通轴承最大的不同在于其内外圈的壁厚很薄，装配在波发生器凸轮上可以随凸轮的轮廓产生强制变形，其结构如图1所示。图1凸轮波发生器与柔性轴承结构示意图Fig1Schematicofgeneratorcamandflexiblebearing谐波减速器中较常用的是余弦凸轮，轮廓线的极坐标方程为:ρH=17.75+0.5cos(2鐖)。根据图1所示的结构示意图，在ANSYSWorkbench中建立波发生器凸轮与柔性轴承的三维模型。为了简化分析，在模型中不考虑内外圈的倒角和保持架。同时，为了准确得出柔性轴承装配过程中的预应力和预变形，建立了柔性轴承与凸轮波发生器的多体接触模型。柔性轴承装配到凸轮轴时，内圈在长轴附近区域为过盈配合，而在短轴附近区域为间隙配合。内外圈会发生大变形，且滚动体存在刚体运动。柔性轴承的接触分析中，由于内外圈的大变形和滚动体的刚体运动，且存在大量的接触对(包括内圈和球的接触，外圈和球的接触，内圈和波发生器凸轮的接触)，而每个接触对具体接触形式又不完全相同，所以分析过程非常复杂。波发生器和内圈之间的接触类型为非对称刚柔接触，选择波发生器椭圆柱面为目标面，内圈内表面为接触面。内外圈与滚动体接触对中，沟道面为接触面，滚动体球面为目标面。为选取合理的法向接触刚度，经过反复调试，滚动体与内外圈之间的法向接触刚度设置为0.05，而内圈与波发生器法向接触刚度设置为0.1，能在保证收敛的情况下，渗透值较小，最后计算结果的最大接触渗透值为1.
由于内外圈的变形上下对称，提取轴承内外圈的上半部分的变形，得到变形曲线如图4所示。图4柔性轴承内外圈上半部分变形曲线Fig4Deformationcurvesofinnerandouterringsofflexiblebearing由图4可以看出，内圈在长轴处的径向变形最大，短轴处径向变形最小，而在近45°处为变形为0。外圈径向变形也呈类似分布。外圈的预变形在长轴和短轴处的周向变形为0，而在近45°处为最大值，分析结果符合薄壁圆环理论。从图4还可以看出，内圈变形最大值略大于外圈，这是由于滚动体与内、外圈之间存在接触变形，有一定的趋近量。2柔性轴承的载荷分析谐波减速器中的载荷传递主要是刚轮与柔轮之间的啮合力及柔轮与柔性轴承之间的径向反力组成。刚轮作用在柔轮上的啮合力不仅与传递的扭矩大小有关，还与轮齿啮合区域的大小有关。啮合力的分布可由实验［9－10］得到，柔性轴承外圈受载如图5所示。其载荷峰值与波发生器长轴夹角约为15°，载荷跨度角约为120°。图5谐波柔轮受载分布Fig5Loaddistributionofharmonicflexiblewheel为得到更符合实际的解，对轴承外圈施加对称余弦函数载荷，其中载荷峰值所在轴CC'与长轴AA'夹角φ4为15°，，载荷跨度角φ5为120°。3实际载荷下柔性轴承的应力分析利用ANSYSWorkbench中的DesignModeler建立参数化柔性轴承模型。几何模型及局部网格划分如图6所示。图6柔性轴承的几何模型和全六面体网格划分Fig6Thegeometricmodelofflexiblebearingandhexahedralmesh不考虑预应力的影响，分析实际工作载荷下柔性轴承的内外圈应力。提取轴承的等效应力结果，内外圈应力分析结果如图7所示，发现最大等效应力发生在外圈长轴处滚动体与外圈接触点位置。图7不考虑预应力时内外圈应力云图Fig7Thestresscloud
【作者单位】： 上海大学机电工程与自动化学院;宁波慈兴轴承有限公司;
【基金】：国家“863”计划项目(2015AA043005) 宁波市科技攻关项目(2014B1006) 宁波市科技创新团队项目(2015B11012)
【分类号】：TH133.3
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