汽车离合器分离轴承极限分离力的校核计算_辛厚谊

1、汽车离合器分离轴承极限分离力的校核计算辛厚谊(镇江飞亚轴承有限责任公司, 江苏镇江212005摘要:通过对离合器分离轴承单元的结构以及工作状态的分析, 提出了确定离合器分离轴承所能承受的极限分离力的约束条件; 通过计算求得离合器分离轴承所能承受的极限分离力。关键词:离合器分离轴承单元; 接触角; 极限分离力; 当量静载荷; 当量动载荷中图分类号:T H 133. 33; U 463. 211. 02文献标志码:B 文章编号:1000-3762(2008 09-0005-03符号说明轴承原始接触角(即未承载状态下的接触角 , (°轴承在承载纯极限轴向载荷F 时的a m a x接触角,

2、(° f 内圈沟道曲率半径系数if 外圈沟道曲率半径系数ef 内、外圈沟道曲率半径系数的平均值, m (f f i +ef m 2r 外圈沟道曲率半径, m m e r 内圈沟道曲率半径, m m iD 球直径, m m w Z 钢球数i 轴承中球的列数G 轴承的径向游隙, m m r R 外圈和内圈沟底半径, m m e , R i r 外圈和内圈沟道挡边半径, m m 1e , r 1i 外圈(内圈 沟道曲率中心和外圈(内圈 挡边边缘的连线与外圈(内圈 沟道收稿日期:2008-05-23; 修回日期:2008-07-08作者简介:辛厚谊, 男, 工程师, 副所长。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赵联春. 球轴承的振动研究D . 杭州:浙江大学,2003.7万长森. 滚动轴承的分析方法M. 北京:机械工

4、业出版社, 1985.中心线的夹角, (° e H e r t z 接触系数a C 接触变形系数主曲率和函数C 径向基本额定动载荷, N r C 径向基本额定静载荷, N o r P 径向当量动载荷, N rP 径向当量静载荷, N o rF 轴承径向载荷(轴承实际载荷的径向r分量 , NF 轴承轴向载荷(轴承实际载荷的轴向a分量 , N X 径向静载荷系数0Y 轴向静载荷系数0X 径向动载荷系数Y 轴向动载荷系数1承受极限分离力的特性分析离合器分离轴承单元一般由球轴承、轴承座及其连接件组成(图1 。主要应用在汽车传动系发动机与变速器之间的离合器分离系统中。发动机曲轴输出的动力经飞轮

5、、压盘及从动盘传递给变速器输入轴。当离合器分离轴承单元进行轴向移动, 通过压缩膜片弹簧使得飞轮和压盘与从动8温诗铸, 杨沛然. 弹性流体动力润滑M . 北京:清华大学出版社, 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.(编辑:赵金库盘产生分离, 从而切断汽车发动机与变速器输入轴之间动力联系, 辅助完成汽车起步、停泊及换挡等操作。离合器分离轴承主要承受力来自于压缩膜片弹簧使飞轮和压盘与从动盘产生分离时的分1离力。近年来, 随着技术的发展, 包括对国外先进公司离合器分离轴承的分析, 离合器分离轴承单元中的球轴承结构形式已逐渐由角接触球轴承发展为深沟球轴承, 对此行业标准J B /T5312-2001也进行了相应的修正2棱边可能进入接触区, 产生应力集中, 易发生疲劳破坏且严重磨损钢球。图3所示棱边处于接触椭圆边缘的极限状态, 在

7、该状态下的轴向载荷为极限轴向载荷F , 轴承的实际轴向载荷必须小于a m a x 该值3-4。(2 将极限轴向载荷换算成径向当量静载荷P , 考虑到离合器分离轴承的工作性质及该轴承o r 传递精度要求不太高的实际情况, 确定当量静载荷P 应小于轴承的基本额定静载荷C 。o r o r(3 把极限轴向载荷换算成径向当量动载荷P , 若P 值过大, 球和沟道的接触面有可能产生有r r害的塑性变形, 进而导致轴承寿命迅速下降。按照轻载荷、中载荷和重载荷的划分原则, 当量动载荷P 一般情况下不应超过轴承基本额定动载荷C r r 的35 %。由于离合器分离轴承主要承受轴向力, 因此当离合器分离轴承中的球

8、轴承选用深沟球轴承时, 除正常的载荷校核外, 还需对分离轴承的极限轴向载荷进行校核 。1弹簧卡簧; 2轴承座圈; 3密封圈; 4保持架; 5外罩; 6钢球; 7外圈; 8波形弹簧垫片; 9内圈图1离合器分离轴承单元示意图通常深沟球轴承的原始接触角被设计成0°。但因深沟球轴承具有一定的径向游隙G , 内、外圈r 发生轴向相对移动时, 钢球与沟道的接触位置发生变化, 接触角由0°变为(如图2所示 , 正是接触角的存在, 使深沟球轴承能承受一定的轴向载荷。当对具有一定径向游隙的深沟球轴承施加轴向载荷时, 轴承能正常运转, 但所施加的轴向载荷必须受到如下3个条件约束。图3轴向极限载

9、荷作用下的接触状态2校核计算根据离合器分离轴承工作原理, 假定离合器分离轴承只承受轴向力。2. 1轴承极限轴向载荷F 的计算a m a x在计算轴承极限轴向载荷F 时, 需对轴承a m a x内、外圈分别计算, 然后取其较小值作为轴承极限轴向载荷F a m a x 。对于外圈R r e -1e=a r c o s (1f D e w411D f R w e D w e 对于内圈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图2接触角变化示意图(1 如

10、图3所示, 由于轴向载荷F a 的作用, 钢球与沟道之间接触圆(H e r t z 接触椭圆 将向套圈挡边移动, 如果轴向载荷过大, 挡边和沟道的交线辛厚谊:汽车离合器分离轴承极限分离力的校核计算·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 式计算时, 通过迭代的方法, 逐渐逼近求得。在求得和后, 根据下式即可求得极限轴向载荷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内、外圈极限轴向载荷的计算根据(1 (7 式可得,对于内圈:由e 09733, C =4. 517×a =0. 10-42计算得=46. 81° =0. 2903; =-4Z D ·s i n (719. 92° =27. 3° F 5384N 。a m a x =对于外圈, 由e 0. 07305, C=4. 517×10a =28. 3° F 7030N 。a m a x =故极限轴向载荷为相对较小的值, 即F a m a x

12、 =5384N 。3. 2最大当量静载荷的校核因F 5384N<2C 32400N , 满足(8 a m a x =o r =式要求。3. 3离合器分离轴承最大当量动载荷的校核查参考文献6得Y=1. 036。因C r =19. 4k N , 则(0. 35C /Y=6790N >Fr a m a x =5384N 。满足(9 式要求。综上所述, 该离合器分离轴承所能承受的极限分离力F 5384N 。a m a x =计算得=45. 18° =0. 2391; =19. 92° =在运用上述公式计算时, 由于外圈和内圈的2, , e , 不同, 须分别计算外圈和内

13、圈的极a 限轴向载荷, 选择其较小的一个作为轴承极限轴向载荷。上述公式的推导过程见参考文献3-4。2. 2轴承当量静载荷P 的计算o r由于离合器分离轴承仅承受轴向力, 根据文献5, 取P X Y 和P F 两式中的较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离合器分离轴承最大当量静载荷即离合器分离轴承承载纯轴向极限载荷F 时的当量静载荷。a m a x 即P0. 5F o r m a x =a m a x 根据离合器分离轴承轴向载荷3个约束条件中第2点要求, 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轴承当量动载荷P 的计算r(84结束语通过对离合器分离轴承单元的结构及工作状态的分析, 提出了确定离合器分离轴承所能承受的极限分离力的3个约束条件, 并通过实例计算分析, 说明了离合器分离轴承极限分离力的计算和判定方法, 为离合器分离轴承寿命试验方案的确定以及汽车变速器设计中离合器分离轴承的选择提供了依据。参考文献:1臧新群. 汽车滚动轴承应用手册M . 北京:机械工业出版社, 1997.2J B /T5312-2001, 汽车离合器分离轴承及其单元S .3冈本纯三. 球轴承的设计计算M. 黄志强, 译. 北京:机械工业出版社, 2003.4贾群义. 滚动轴承的设计原理与应用技术M. 西安:西北工业大学出版社, 1991.5GB /T4662-2003, 滚动轴承额定静载荷S . 6GB /T6391-2003, 滚动轴承额定动载荷和额定寿命S .(编辑:赵金库因离合器分离轴承仅承受轴向力, 根据文献6可得P X F Y F r =r +a 因F 0, P Y F , 根据离合器分离轴承轴向r =r =a载荷3个约束条件中第3个要求, 可得Y