汽車離合器分離軸承極限分離力的校核計(jì)算_辛厚誼

1、汽車離合器分離軸承極限分離力的校核計(jì)算辛厚誼(鎮(zhèn)江飛亞軸承有限責(zé)任公司, 江蘇鎮(zhèn)江212005摘要:通過對離合器分離軸承單元的結(jié)構(gòu)以及工作狀態(tài)的分析, 提出了確定離合器分離軸承所能承受的極限分離力的約束條件; 通過計(jì)算求得離合器分離軸承所能承受的極限分離力。關(guān)鍵詞:離合器分離軸承單元; 接觸角; 極限分離力; 當(dāng)量靜載荷; 當(dāng)量動載荷中圖分類號:T H 133. 33; U 463. 211. 02文獻(xiàn)標(biāo)志碼:B 文章編號:1000-3762(2008 09-0005-03符號說明軸承原始接觸角(即未承載狀態(tài)下的接觸角 , (°軸承在承載純極限軸向載荷F 時(shí)的a m a x接觸角,

2、(° f 內(nèi)圈溝道曲率半徑系數(shù)if 外圈溝道曲率半徑系數(shù)ef 內(nèi)、外圈溝道曲率半徑系數(shù)的平均值, m (f f i +ef m 2r 外圈溝道曲率半徑, m m e r 內(nèi)圈溝道曲率半徑, m m iD 球直徑, m m w Z 鋼球數(shù)i 軸承中球的列數(shù)G 軸承的徑向游隙, m m r R 外圈和內(nèi)圈溝底半徑, m m e , R i r 外圈和內(nèi)圈溝道擋邊半徑, m m 1e , r 1i 外圈(內(nèi)圈 溝道曲率中心和外圈(內(nèi)圈 擋邊邊緣的連線與外圈(內(nèi)圈 溝道收稿日期:2008-05-23; 修回日期:2008-07-08作者簡介:辛厚誼, 男, 工程師, 副所長。E-m a i

3、l :f y b -z fy b -b e a r i n g . c n 。C o n s i d e r i n g t h e S u r f a c e R o u g h n e s s E f f e c t . P a r t 1:T h e -o r e t i c a l F o r m u l a t i o n J . J o u r n a l E n g i n e e r i n gT r i b o l o g y , 2004, 218:529-538.6趙聯(lián)春. 球軸承的振動研究D . 杭州:浙江大學(xué),2003.7萬長森. 滾動軸承的分析方法M. 北京:機(jī)械工

4、業(yè)出版社, 1985.中心線的夾角, (° e H e r t z 接觸系數(shù)a C 接觸變形系數(shù)主曲率和函數(shù)C 徑向基本額定動載荷, N r C 徑向基本額定靜載荷, N o r P 徑向當(dāng)量動載荷, N rP 徑向當(dāng)量靜載荷, N o rF 軸承徑向載荷(軸承實(shí)際載荷的徑向r分量 , NF 軸承軸向載荷(軸承實(shí)際載荷的軸向a分量 , N X 徑向靜載荷系數(shù)0Y 軸向靜載荷系數(shù)0X 徑向動載荷系數(shù)Y 軸向動載荷系數(shù)1承受極限分離力的特性分析離合器分離軸承單元一般由球軸承、軸承座及其連接件組成(圖1 。主要應(yīng)用在汽車傳動系發(fā)動機(jī)與變速器之間的離合器分離系統(tǒng)中。發(fā)動機(jī)曲軸輸出的動力經(jīng)飛輪

5、、壓盤及從動盤傳遞給變速器輸入軸。當(dāng)離合器分離軸承單元進(jìn)行軸向移動, 通過壓縮膜片彈簧使得飛輪和壓盤與從動8溫詩鑄, 楊沛然. 彈性流體動力潤滑M . 北京:清華大學(xué)出版社, 1990.9V i j n a n t YH , W e n s i n g J A , V a n N j e n GC . T h e I n f l u e n c eo f L u b r i c a t i o n o nt h e D y n a m i c B e h a v i o r o f B a l l B e a r i n g s J . J o u r n a l o f S o u n da

6、 n dV i b r a t i o n , 1999, 222:579-596.(編輯:趙金庫盤產(chǎn)生分離, 從而切斷汽車發(fā)動機(jī)與變速器輸入軸之間動力聯(lián)系, 輔助完成汽車起步、停泊及換擋等操作。離合器分離軸承主要承受力來自于壓縮膜片彈簧使飛輪和壓盤與從動盤產(chǎn)生分離時(shí)的分1離力。近年來, 隨著技術(shù)的發(fā)展, 包括對國外先進(jìn)公司離合器分離軸承的分析, 離合器分離軸承單元中的球軸承結(jié)構(gòu)形式已逐漸由角接觸球軸承發(fā)展為深溝球軸承, 對此行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)J B /T5312-2001也進(jìn)行了相應(yīng)的修正2棱邊可能進(jìn)入接觸區(qū), 產(chǎn)生應(yīng)力集中, 易發(fā)生疲勞破壞且嚴(yán)重磨損鋼球。圖3所示棱邊處于接觸橢圓邊緣的極限狀態(tài), 在

7、該狀態(tài)下的軸向載荷為極限軸向載荷F , 軸承的實(shí)際軸向載荷必須小于a m a x 該值3-4。(2 將極限軸向載荷換算成徑向當(dāng)量靜載荷P , 考慮到離合器分離軸承的工作性質(zhì)及該軸承o r 傳遞精度要求不太高的實(shí)際情況, 確定當(dāng)量靜載荷P 應(yīng)小于軸承的基本額定靜載荷C 。o r o r(3 把極限軸向載荷換算成徑向當(dāng)量動載荷P , 若P 值過大, 球和溝道的接觸面有可能產(chǎn)生有r r害的塑性變形, 進(jìn)而導(dǎo)致軸承壽命迅速下降。按照輕載荷、中載荷和重載荷的劃分原則, 當(dāng)量動載荷P 一般情況下不應(yīng)超過軸承基本額定動載荷C r r 的35 %。由于離合器分離軸承主要承受軸向力, 因此當(dāng)離合器分離軸承中的球

8、軸承選用深溝球軸承時(shí), 除正常的載荷校核外, 還需對分離軸承的極限軸向載荷進(jìn)行校核 。1彈簧卡簧; 2軸承座圈; 3密封圈; 4保持架; 5外罩; 6鋼球; 7外圈; 8波形彈簧墊片; 9內(nèi)圈圖1離合器分離軸承單元示意圖通常深溝球軸承的原始接觸角被設(shè)計(jì)成0°。但因深溝球軸承具有一定的徑向游隙G , 內(nèi)、外圈r 發(fā)生軸向相對移動時(shí), 鋼球與溝道的接觸位置發(fā)生變化, 接觸角由0°變?yōu)?如圖2所示 , 正是接觸角的存在, 使深溝球軸承能承受一定的軸向載荷。當(dāng)對具有一定徑向游隙的深溝球軸承施加軸向載荷時(shí), 軸承能正常運(yùn)轉(zhuǎn), 但所施加的軸向載荷必須受到如下3個條件約束。圖3軸向極限載

9、荷作用下的接觸狀態(tài)2校核計(jì)算根據(jù)離合器分離軸承工作原理, 假定離合器分離軸承只承受軸向力。2. 1軸承極限軸向載荷F 的計(jì)算a m a x在計(jì)算軸承極限軸向載荷F 時(shí), 需對軸承a m a x內(nèi)、外圈分別計(jì)算, 然后取其較小值作為軸承極限軸向載荷F a m a x 。對于外圈R r e -1e=a r c o s (1f D e w411D f R w e D w e 對于內(nèi)圈r R l i -i=a r c o s (1f D i w411D f D R w i w iG r=a r c c o s (12(f f 1 D i +e -w(1 (2(3 (4 (5圖2接觸角變化示意圖(1 如

10、圖3所示, 由于軸向載荷F a 的作用, 鋼球與溝道之間接觸圓(H e r t z 接觸橢圓 將向套圈擋邊移動, 如果軸向載荷過大, 擋邊和溝道的交線辛厚誼:汽車離合器分離軸承極限分離力的校核計(jì)算·7·2e 2f 1a m -s i n (- ·1/3C (D w c o s 1/2-1 (6 c o s 利用(6 式計(jì)算時(shí), 通過迭代的方法, 逐漸逼近求得。在求得和后, 根據(jù)下式即可求得極限軸向載荷2f 1c m -o s F a m a x -1C c o s 1. 52w=0. 52; D 938m m ; Z =16; i =1; G w =7. r =0

11、. 038m m ; C 19. 4k N ; C 16. 2k N 。r =o r =3. 1內(nèi)、外圈極限軸向載荷的計(jì)算根據(jù)(1 (7 式可得,對于內(nèi)圈:由e 09733, C =4. 517×a =0. 10-42計(jì)算得=46. 81° =0. 2903; =-4Z D ·s i n (719. 92° =27. 3° F 5384N 。a m a x =對于外圈, 由e 0. 07305, C=4. 517×10a =28. 3° F 7030N 。a m a x =故極限軸向載荷為相對較小的值, 即F a m a x

12、 =5384N 。3. 2最大當(dāng)量靜載荷的校核因F 5384N<2C 32400N , 滿足(8 a m a x =o r =式要求。3. 3離合器分離軸承最大當(dāng)量動載荷的校核查參考文獻(xiàn)6得Y=1. 036。因C r =19. 4k N , 則(0. 35C /Y=6790N >Fr a m a x =5384N 。滿足(9 式要求。綜上所述, 該離合器分離軸承所能承受的極限分離力F 5384N 。a m a x =計(jì)算得=45. 18° =0. 2391; =19. 92° =在運(yùn)用上述公式計(jì)算時(shí), 由于外圈和內(nèi)圈的2, , e , 不同, 須分別計(jì)算外圈和內(nèi)

13、圈的極a 限軸向載荷, 選擇其較小的一個作為軸承極限軸向載荷。上述公式的推導(dǎo)過程見參考文獻(xiàn)3-4。2. 2軸承當(dāng)量靜載荷P 的計(jì)算o r由于離合器分離軸承僅承受軸向力, 根據(jù)文獻(xiàn)5, 取P X Y 和P F 兩式中的較o r =0F r +0F a o r =r 大值。因F0, Y 0. 5r =0=得PX Y 0. 5F o r =0F r +0F a =a離合器分離軸承最大當(dāng)量靜載荷即離合器分離軸承承載純軸向極限載荷F 時(shí)的當(dāng)量靜載荷。a m a x 即P0. 5F o r m a x =a m a x 根據(jù)離合器分離軸承軸向載荷3個約束條件中第2點(diǎn)要求, 可知C P0. 5F o r o

14、 r m a x =a m a x即Fa m a x 2C o r2. 3軸承當(dāng)量動載荷P 的計(jì)算r(84結(jié)束語通過對離合器分離軸承單元的結(jié)構(gòu)及工作狀態(tài)的分析, 提出了確定離合器分離軸承所能承受的極限分離力的3個約束條件, 并通過實(shí)例計(jì)算分析, 說明了離合器分離軸承極限分離力的計(jì)算和判定方法, 為離合器分離軸承壽命試驗(yàn)方案的確定以及汽車變速器設(shè)計(jì)中離合器分離軸承的選擇提供了依據(jù)。參考文獻(xiàn):1臧新群. 汽車滾動軸承應(yīng)用手冊M . 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 1997.2J B /T5312-2001, 汽車離合器分離軸承及其單元S .3岡本純?nèi)? 球軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算M. 黃志強(qiáng), 譯. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社, 2003.4賈群義. 滾動軸承的設(shè)計(jì)原理與應(yīng)用技術(shù)M. 西安:西北工業(yè)大學(xué)出版社, 1991.5GB /T4662-2003, 滾動軸承額定靜載荷S . 6GB /T6391-2003, 滾動軸承額定動載荷和額定壽命S .(編輯:趙金庫因離合器分離軸承僅承受軸向力, 根據(jù)文獻(xiàn)6可得P X F Y F r =r +a 因F 0, P Y F , 根據(jù)離合器分離軸承軸向r =r =a載荷3個約束條件中第3個要求, 可得Y