汽车轮毂轴承凸度有限元分析
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汽车轮毂轴承凸度有限元分析
孙立明1,王大力1,赵滨海1,杨建虹2,颜 波2,张天平2
(1.洛阳轴承研究所 河南 洛阳 471039 2.万向集团技术中心 浙江 萧山 311215)
摘要:用ANSYS软件对桑塔纳轿车前轮毂轴承进行有限元分析,确定合理的凸度形式及滚子与滚道的最佳凸度匹配关系,给出了滚子、内圈滚道最佳凸度控制方程。结果表明:凸度形式及滚子与滚道的凸度匹配关系对轴承的载荷分布和承载能力有显著影响,最佳凸度控制方程对改进轮毂轴承凸度设计具有重要的指导意义。关键词:轮毂轴承;有限元;凸度中图分类号:TH133.3;O242.21 文献标识码:A 文章编号:1000-3762(2005)02-0001-04
FiniteElementAnalysisonCrowningforAutomobileHubBearings
SUNLi-ming1,WANGDa-li1,ZHAOBin-hai1,YANGJian-hong2,YANBo2,ZHANGTian-ping2
(11LuoyangBearingResearchInstitute,Luoyang471039,China;21WanxiangGroupTechnologyCentrue,Xiaoshan311215,Chian)
Abstract:ThecrowningofthefronthubbearingsofSantanacarisanalyzedbyusingANSYSfiniteelementsoftware,andthepropercrowningformandoptimalcrowningmatchrelationbetweenrollerandracewayaredetermined.Theoptimalcrowningcontrolequationsofrollerandinnerracewayisgiven.Theresultsshowthatthecrowningmatchrelationbetweenrollerandracewayhasanimportantinfluenceforloaddistributionandcapacityofthebearing,theoptimalcrowningcontrolequationshasmainlyguidingmeaningtoimprovecrowningdesignofhubbearing.Keywords:hubbearing;fineteelement;crowning
近些年来,用户对圆锥滚子轴承的寿命提出
了更为严格的要求,这不仅涉及到材料、热处理、
制造水平、工装设备,而且涉及到轴承的设计,特
别是滚子和滚道凸形、凸度量及最佳凸度匹配关
系的确定。由于滚子和滚道接触分析属于非静定
问题,滚子与滚道接触区的大小、应力、应变及应
力和应变的分布状态用赫兹理论求解比较困难。
因此,有必要采用现代设计方法,对这些问题进行
分析求解。
1 滚子与滚道凸形和凸度量的确定
根据国内外轴承样品的对比分析结果及在滚
子与滚道多种设计方案进行分析的基础上,仅对
收稿日期:2004-10-08作者简介:孙立明,洛阳轴研科技股份有限公司产品开发部副部长,教授级高级工程师。滚子与内圈有凸度的情况进行仿真分析,并提出
如下滚子与滚道凸度设计原则,在轻载时,滚子的
有效接触长度为滚子长度的60%～70%,重载
时,不出现应力集中。在此选择的凸形为修正对
数曲线,并对4种情况的凸度匹配关系进行对比
分析。所给出的凸度量分别为:滚子和滚道无凸
度;滚子凸度2.4μm,内圈滚道凸度5μm,滚子凸
度8μm
,内圈滚道凸度10μm,滚子凸度15μm,内
圈滚道凸度15μm。
2
滚子和滚道凸度有限元模型及仿
真分析
在轴承中,由于滚子和滚道的接触特征完全
一致,因此用一个滚子和滚道接触的局部模型就
能够进行整体的凸度仿真分析。图1给出了有限
元分析网格划分模型。ISSN1000-3762CN41-1148/TH 轴承Bearing 2005年第2期2005,No.2 1-3
图1 对数素线滚子和内、
外圈滚道接触几何模型的网格划分图(节点数近16000个)
3 分析结果
3.1 接触应力分布图2～图5分别为对应上述4种情况的受载
最大的滚子与内、外圈滚道接触法向应力分布图。
从图
2中可以看出,滚子和滚道不带凸度时,接触应力在接触的中部比较均匀,但在滚子的边
缘出现应力集中,最大集中应力达2252.7MPa。为正常应力的3倍。
图2
直线滚子和滚道接触的接触应力分布图(轴承承受的径向载荷为0.3Cr)图3 凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图(轴承承受的径向载荷为0.3Cr,滚子凸度为2μm,内圈滚道凸度为5μm)图4 凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图(轴承承受的径向载荷为0.3Cr,滚子凸度为8μm,内圈滚道凸度为10μm)
图5 凸度滚子和滚道接触的接触应力分布图(轴承承受的径向载荷为0.3Cr,滚子凸度为15μm,内圈滚道凸度为15μm) 从图3中可以看出,应力为滚子中间大,两端
小,变化比较缓慢,基本比较均匀,避免了滚子边
缘产生应力集中现象,滚子和内圈的接触长度为
8.3mm。滚子和滚道的最大接触应力为1053.7
MPa。
从图4中可以看出,应力为滚子中间大,两端
小,变化比较迅速,无应力集中,滚子和内圈的接
触长度为6.3mm,滚子和滚道的最大接触应力为
1173.1MPa。
从图5中可以看出,滚子和滚道接触处的应
力为中间大,滚子和内圈滚道的接触长度为5.0
mm,承载能力明显下降,滚子和滚道的最大接触
应力为1910.0MPa。
3.2 滚子和滚道接触长度与载荷的关系在0.1Cr～1.0Cr载荷下,滚子和滚道的接
触长度如表1和表2所示。・2・《轴承》2005.№.2表1 滚子凸度为2.4μm,内滚道凸度为5μm,滚子和滚道的接触长度随轴承的径向载荷变化的关系载 荷0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0
滚子和内圈的接触长度Li/mm6.477.846.328.298.498.718.88.88.88.8
滚子和外圈的接触长度Le/mm6.708.458.568.788.88.88.88.88.88.8
Li/Lwe(%)73.589.194.296.599.0100100100100100
Le/Lwe(%)76.19697.399.8100100100100100100
注:表中载荷一栏的数字代表和额定动载荷的比值
表2 滚子凸度为8μm,内滚道凸度为10μm时,滚子和滚道的接触长度随轴承的径向载荷变化的关系
载 荷0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0
滚子和内圈的接触长度Li/mm4.755.876.326.777.077.627.637.897.848.13
滚子和外圈的接触长度Le/mm5.836.77.477.677.98.138.338.508.668.8
Li/Lwe(%)54.066.771.876.980.382.586.789.789.192.4
Le/Lwe(%)66.37684.987.29092.494.796.698.4100
注:表中载荷一栏的数字代表和额定动载荷的比值 在表1中,当径向载荷低于0.5Cr时,滚子
和滚道的有效接触长度较大,当径向载荷超过0.5Cr时,滚子和滚道完全接触,且滚子边缘出现应力集中。
在表2中,当载荷在0.2Cr～0.3Cr内、外
滚道的接触长度分别为66.7%～84.9%,当载荷
超过0.3Cr时,接触长度增加缓慢,当径向载荷
超过0.9Cr时,滚子端部出现应力集中现象。
根据以上分析结果,滚子的凸度应在2.4～8μm之间,内圈滚道的凸度应在5～10μm之间,参
考国外凸度的设计,在加工滚子和滚道凸度时应
偏上限,因此,滚子的凸度实际控制在6～8μm,滚道的凸度实际控制在5～10μm。
通过数据拟合,滚子和滚道的凸度方程为:(1)内圈滚道的凸度方程凸度为8μm:
y=0.059ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕凸度为9μm:
y=0.066ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕凸度为10μm:
y=0.077ln〔1/(1-0.00141|x|3)〕
(2)滚子的凸度方程凸度为6μm:
y=0.00328ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕凸度为7μm:
y=0.00382ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕凸度为8μm:
y=0.00437ln〔1/(1-0.00986|x|3)〕
y为凸度值(mm),x轴的方向与滚子素线凸度最大点的切线方向一致,x的取值范围为
|x|<4.5mm。
3.3 结论
(1)受载最大的滚子与内、外圈滚道接触的法向应力变化平缓,滚子边缘没有出现应力集中现
象;在轻载荷和重载荷的情况下,滚子都有足够的
接触长度,这说明滚子和内圈凸形和凸度选择正
确、合理。
(2)轴承寿命计算和滚子与滚道接触区中的应力、应变分布状况表明,轴承的主要参数和结构
参数选择合理,轴承有足够的可靠性。
(3)上述凸度方程是针对JRM3939/TRM3968x轮毂轴承推导得出的专用公式,对其他类型的轴
承不具有普遍的适用性。
4 轴承寿命的试验验证
在凸度、轴承材料、结构设计改进的基础上,对轴承进行了小批量生产,按照试验规范P-
VW2006进行了试验。试验条件(下转第49页)・3・孙立明等:汽车轮毂轴承凸度有限元分析M形保持架的成形方法
吕 成,刘玉敏
(吉林轴承集团有限公司 大安公司,吉林 大安 131300 )
关键词:滚动轴承;M形保持架;成形中图分类号:TH133133;TG38611 文献标识码:B 文章编号:1000-3762(2005)02-0049-01
M形保持架的成形方法有3种:(1)先滚压成
形,然后冲窗孔。这种方法的优点是能够保证窗
孔的倾斜度,但由于滚压成形的滚芯与冲孔使用
的凹模吻合不好,在冲孔时经压料块施压,保持架
容易产生严重变形,废品率高。(2)利用夹具夹腰
的形式来成形。优点是成形后的保持架工艺尺寸
比较稳定,废品率低,但胎具的加工很复杂,成形
后退料速度低,而且也很危险,效率相当的低,不
适用于批量生产。(3)先平冲,然后利用滚轮和滚
芯进行滚压成形。平冲的凹模很容易加工,冲孔
和成形的效率都得到了提高。不论是大直径还是
小直径的轴承都适用
。
在设计滚轮(图1)、滚芯
(图2)时,应注意滚芯的L尺寸与滚轮的H尺寸之间的间隙应尽量
小,单边间隙约在011～0115mm之间,L尺寸与
工件滚形前的宽度尺寸之间的单边间隙约在
0105～011mm之间为最佳。间隙小使工件在滚芯内的串动量小,可以精确的定位,保证滚形后M形两边距的工艺尺寸。滚芯的M形深度应大于
滚轮的深度1mm以上为佳。
这样的结构使得滚轮、工件和滚芯三者的接
收稿日期:2004-04-12图1 滚轮
图2 滚芯触面积小,可以减少摩擦,避免由于摩擦力过大导
致的窗孔倾斜。
(编辑:杜迎辉)
(上接第3页)表3 改进后的轮毂轴承的疲劳寿命试验数据
编号疲劳寿命/h失效形式试验寿命和疲劳寿命的比值1402保持架损坏18.52280内圈滚道疲劳剥落12.93351内圈滚道疲劳剥落16.14251滚子、内圈滚道疲劳剥落11.55854内圈滚道疲劳剥落39.
圆锥滚子轴承滚动体的凸度分析
第２９卷第３期 ２ ０ ０ ８年９月 哈 尔 滨 轴 承 ＪＯＵＲＮＡＬ ０Ｆ ＨＡＲＢＩＮ ＢＥＡＲＩＮＧ Ｖ０１．２９ Ｎｏ．３ Ｓｅｐ．２ ００ ８
圆锥滚子轴承滚动体的凸度分析
曲国杰 ，徐林红 ，邢 勤
（１．大连理工大学机械工程学院，辽宁大连１１６０２４；２．中国地质大学机电学院，湖北武汉４３００７４）
摘要：圆锥滚子轴承的修型技术是使用带凸度的滚子以避免或降低滚动体和内外圈接触引起的边界应力集中。 采用ＡＮＳＹＳ软件对圆锥滚子不同凸度下的应力情况进行分析。分析结果表明，在一定的条件下带凸度的圆锥滚子
轴承可以最大限度的降低滚动体和内外圈接触引起的边界应力集中。 ， ● 关键词：圆锥滚子轴承；凸度；应力集中；ＡＮＳＹＳ 中图分类号：ＴＨ１３３．３３ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７２－４８５２（２００８）０３－０００１－０３
Ｑｕ Ｇｕｏｊｉｅ ，Ｘｕ Ｌｉｎｈｏｎｇ：，Ｘｉｎｇ Ｑｉｎ
（１．Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｏｆ Ｄａｌｉａｎ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｄａｌｉａｎ １ １ ６０２４，Ｃｈｉｎａ；２．Ｆａｃｕｌｔｙ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ＆
Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｏｆＣｈｉｎａ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆＧｅｏｓ￣ｉｅｎｃｅ．Ｗｕｈａｎ ４３００７４，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂ鼬 Ｍｏｄｉｆｉｃａｔｉｏｎ ｔｅｃｈｎｉｑｕｅｓ ｏｆｔｈｅ ｔａｐｅｒｅｄ ｒｏｌｌｅｒ ｂｅａｒｉｎｇｓ ｕｓｅｄ ｔｈｅ ｃｏｎｖｅｘ ｒｏｌｌｅｒｓ ｃａｎ ａｖｏｉｄ ｏｒ ｒｅｄｕｃｅ ｔｈｅ ｂｏｒｄｅｒ
ｃｏｎｔａｃｔ ｓｔｒｅｓｓ ｃｏｎｃｅｎｔｒａｔｉｏｎ ｏｃｃｕｒｒｅｄ ｂｅｔｗｅｅｎ ｒｏｌｌｅｒｓ ａｎｄ ｉｎｎｅｒ．ｏｕｔｅｒ ｒｉｎｇ ｒａｃｅｗａｙｓ．Ａｎａｌｙｓｉｓ ｉｓ ｃａｒｒｉｅｄ ｉｎ ｔｈｅ ｓｔｒｅｓｓ
汽车结构有限元分析
汽车结构的常规有限元分析
本文介绍了与产品研发同步的5个有限元分析阶段，阐述了有限元模型建立过程中应注意的问题，简单介绍了汽车产品的4种常规分析方法，建立汽车设计标准的方法，以及3个强度分析范例。范例1说明了有限元分析应注意的内容，范例2和3介绍了“应力幅值法”在解决汽车车轮轮辐开裂和汽车发动机汽缸体水套底板开裂问题的应用。
汽车是艺术和技术的结合。一辆好车的主要特点是造型美观、有时代感、结构设计合理、轻量化、材料利用率高，车辆性能先进并且满足国家法规、标准和环保的要求，质量可靠、保养方便、低成本、用户满意、满足市场需求等。在竞争日益激烈的汽车市场，汽车性价比已经成为市场竞争的焦点。采用有限元的常规分析技术，用计算机辅助设计代替经验设计，预测结构性能、实现结构优化，提高产品研发水平、降低产品成本，加快新产品上市。
1. 与产品研发同步的5个有限元分析阶段
在汽车产品研发流程中，一般有如下5个同步的有限元分析阶段：
第0阶段：对样车进行试验和分析；
第1阶段：概念设计阶段的分析；
第2阶段：详细设计阶段的分析；
第3阶段：确认设计阶段的分析；
第4阶段：产品批量生产后改进设计的分析。
有限元分析在产品研发的不同阶段有不同的分析目的和分析内容。有限元分析和试验分析是互相结合和验证的。在详细设计阶段，有些汽车公司对白车身和成品车车身都进行有限元分析，有些汽车公司只对白车身进行有限元分析。
2. 有限元分析的关键环节――建立合理的有限元模型
有限元模型的建立是有限元分析的关键环节。通过力学分析，把实际工程问题简化为有限元分析的问题，提出建立有限元模型的具体意见和方法，确定载荷和位移边界条件，使得有限元分析有较好的模拟（仿真）效果。
前处理自动生成的网格可能存在问题。建立有限元模型的好坏直接影响计算结果的误差和分析结论的正确性。在结构的几何图形上，划分有限元网格是建立有限元模型的主要内容之一。在用有限元分析的前处理自动生成网格时，特别是用常应变单元自动生成有限元网格时要非常注意，有可能存在问题，应引起注意，必要时加以改进。要想用有限元分析前处理自动生成出好的有限元网格也要付出辛勤地劳动。即使在方案比较的情况下，应力和变形的分布规律也不能离谱，计算结果的误差也应在给定的范围之内，建立好的有限元模型与分析经验有关。
铝合金轮毂冲击试验瞬态有限元分析
铝合金轮毂冲击试验瞬态有限元分析
敦勃文;张响;韩沧;刘伟鹏;张三川
【摘 要】利用三维建模软件I-DEAS和非线性有限元分析软件ANSYS/LS-DYNA,建立包含冲击块和铝合金轮毂模型在内的非线性有限元模型,并对有限元模型进行适当简化.采用LS-DYNA显式算法,对轮毂模型从3个不同部位进行冲击模拟,预测危险点出现的位置,选用某型号轮毂利用实际冲击试验进行验证.结果表明,该有限元模型的建立及简化方法合理,模拟结果与试验结果能够很好的吻合,该型号轮毂强度符合13°冲击测试标准,为轮毂设计人员在前期开发阶段提供了有效的参考.%Three
dimensional modeling software I-DEAS and nonlinear finite element
analysis software ANSYS/LS -DYNA were used to build nonlinear finite
element model which includes impact block and aluminum alloy wheel,and
the finite element model was proper simplified.LS-DYNA explicit algorithm
was used to conduct the impact simulation for three different location of
the wheel,thus to predict the dangerous points might occur.A certain type
of aluminum alloy wheel was employed to study the practical 13° impact
test.The simulation results showed that the methods of building and
汽车轮毂冲击的与实验分析
倡２０１３年１１月
第１９卷第４期安庆师范学院学报（自然科学版）
ＪｏｕｒｎａｌｏｆＡｎｑｉｎｇＴｅａｃｈｅｒｓＣｏｌｌｅｇｅ（ＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅＥｄｉｔｉｏｎ）Ｎｏｖ．２０１３
Ｖｏｌ．１９Ｎｏ．４
网络出版时间：２０１３－１２－１９２０：１６ 网络出版地址：ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｃｎｋｉ．ｎｅｔ／ｋｃｍｓ／ｄｅｔａｉｌ／３４．１１５０．Ｎ．２０１３１２１９．２０１６．０２１．ｈｔｍｌ
汽车轮毂冲击的ＣＡＥ与实验分析
闫胜昝１，童水光２，朱训明３
（１．安庆师范学院计算机与信息学院，安徽安庆２４６１３３；２．浙江大学工业技术研究院，浙江杭州３１００２７；
３．万丰奥特集团，浙江新昌３１２５００）
摘 要：针对汽车车轮冲击试验，通过动态响应有限元分析，确定车轮结构中的最大应力及危险位置，并通过实验应力分析，利用动态电阻应变仪等，测定并计算车轮结构中关键点的应力响应，利用ＭＡＴＬＡＢ计算并绘制ＶｏｎＭｉｓｅｓ应力
响应曲线。通过对比有限元分析与实测结果，提出修正系数，对有限元分析模型进行修正，该结果可用于企业的车轮设
计，提高产品结构设计的一次合格率。
关键词：冲击试验；ＣＡＥ分析；动态响应；实验应力分析；动态电阻应变仪
中图分类号：Ｕ４６３．３４，Ｏ３１３，Ｏ３４８文献标识码：Ａ文章编号：１００７－４２６０（２０１３）０４－００７６－０３
汽车车轮作为关键的汽车零部件之一，直接
影响汽车的安全性，而安全性也是汽车设计的第
一要求。汽车行驶中车轮高速转动，介于地面和
汽车所有其他部件之间，承载着汽车、乘客等重力
载荷，还有可能承受由于加速、减速和转弯等带来
的附加载荷，车轮结构设计不仅要考虑美观，而且
还要考虑可铸性，最重要的是要能够承受其应承
受的载荷，才具使用性和安全性。因此，在车轮结
构设计中，首先要使其满足强度要求，一般在车轮
批量生产之前，必须通过冲击试验、径向滚动疲劳
试验和弯曲疲劳试验。即便是在批量生产之前进
行试验可避免大批量的报废，要得到试验用车轮
基于ANSYS的汽车轮毂模态分析
技术创新 57基于ANSYS的汽车轮毂模态分析◊三明医学科技职业学院吴文群 翁振斌轮毂是车辆承载的重要安全部件，由轮辎和轮辐两个部分组成。行驶过程中，汽车 轮毂路面不同幅值、不同频率的激励而受到不同类型的作用力，高速旋转的轮毂直接影 响车辆的平稳性、和操纵性。以某品牌家用小轿车铝合金材质轮毂为研究对象，利用 UG软进行三维建模，然后利用ANSYS软件对三维模型进行网格划分和模态分析，获得六阶 振动频率，将获得的振幅频率与发动机转速振动频率和路面激励频率进行对比，从而验 证结构的合理性。轮毂是车辆承载的重要安全部件。行驶过程中，汽车轮毂 承受来自路面不同幅值、不同频率的激励除受垂直力外，还受 因车辆起动、制动时扭矩的作用，转弯、冲击等来自多方向的 不规则受力。高速旋转的轮毂直接影响车辆的平稳性、和操纵 性％随着国民家用轿车保有量的逐年猛增，人们对汽车的安全 性和美观度需求也是不断的提高，因而，对家用汽车轮毂要求 尺寸精度高、不平衡度小、质量轻、高耐疲劳性、足够的刚度 和弹性并且大方美观。如何实现轮毂的高要求是一个技术人员 长期研究的过程，利用ANSYS软件对汽轮毂毂运动过程进行模 态分析，对比轮毂在自由状态下的固有频率和模态振型，对防 止轮毂由于振动造成变形或损坏等现象和优化轮毂参数具有重 要的工程应用价值。1建立几何模型轮毂是在轮胎以及车轴间承受载荷的部件，一般情况下， 由轮網和轮辐两个部分组成％本文以某品牌家用小轿车铝合金 材质轮毂为研究对象，轮網和轮辐的厚度分别为2 mm和3 nrn, 都属于薄壁构件。铝合金材质轮毂重量较轻，惯性阻力小，制 作精度高，在高速转动时的变形小，惯性阻力小，有利于提高 汽车的直线行驶性能，减轻轮胎滚动阻力，从而减少了油耗。 同时合金材质的导热性能又是钢的三倍左右，散热性好，对于 车辆的制动系，轮胎和制动系统的热衰减都能起到一定的作 用葺该轮毂轮辐的材料是A356,具体参数见表1。表1汽车轮毂材料舷材料密度(.kg/m3)弹性模量(GPa)泊松比A3562.7x10?68.80. 35本文利用UG软进行三维建模， 然后利用ANSYS软件三维模型进行 网格划分，轮網部分需要划为六面 体单元，首先将轮網分割体分成两 半，对整个轮毂进行一个网格配 对，在截面上划分2D网格，然后通 过3D扫略将轮網划分成六面体，分 网后总共形成121604"单元、45450 图1轮毂网格图个节点，划分网格后的模型见图1。2有限元模态分析针对汽轮毂过的结构，采用ANSYS软件对其进行振动特征模态分析，获得轮毂的六阶振动频率。
《铝合金轮毂的有限元分析》范文
《铝合金轮毂的有限元分析》篇一
一、引言
铝合金轮毂以其轻量化、耐腐蚀和良好的造型设计等特点，在现代汽车制造领域得到了广泛应用。为了确保其设计、制造和使用的可靠性和安全性，有限元分析（FEA）技术被广泛应用于铝合金轮毂的力学性能评估。本文将通过有限元分析的方法，对铝合金轮毂的力学性能进行深入研究。
二、铝合金轮毂的有限元模型建立
1. 模型简化与假设
在建立铝合金轮毂的有限元模型时，我们首先对实际结构进行适当的简化，忽略微小细节和次要因素。同时，我们假设材料具有各向同性的特性，并遵循胡克定律。
2. 材料属性定义
铝合金轮毂的材料属性包括弹性模量、泊松比、屈服强度等。这些参数将直接影响有限元分析的准确性。因此，在分析前需准确获取这些材料属性。
3. 网格划分
网格划分是有限元分析的关键步骤。我们采用合适的网格尺寸和类型，对铝合金轮毂进行网格划分，确保模型的准确性和计算效率。
三、铝合金轮毂的有限元分析方法 1. 边界条件设定
在有限元分析中，我们需要设定合理的边界条件，包括约束、载荷等。这些边界条件将直接影响分析结果的准确性。
2. 静力学分析
静力学分析是评估铝合金轮毂在静态载荷下的力学性能的重要手段。我们通过施加力、压力等载荷，分析轮毂的应力分布、变形等情况。
3. 动力学分析
动力学分析则用于评估铝合金轮毂在动态载荷下的力学性能。我们通过模拟不同工况下的振动、冲击等动态载荷，分析轮毂的动态响应和疲劳寿命。
四、结果与讨论
1. 静力学分析结果
静力学分析结果显示，铝合金轮毂在承受静态载荷时，应力主要集中在轮辐与轮盘的连接处以及轮辐与轮毂边缘的过渡区域。通过对比不同设计方案的应力分布情况，我们可以找出最优设计方案，以提高轮毂的承载能力和使用寿命。
2. 动力学分析结果
动力学分析表明，铝合金轮毂在受到动态载荷时，会产生一定的振动和变形。通过分析轮毂的动态响应和疲劳寿命，我们可以评估其在实际使用过程中的可靠性和安全性。同时，我们还可以通过优化设计，降低轮毂的振动和疲劳损伤，提高其使用寿命。
轮毂轴承接触受力的整体三维有限元分析
一８一 机械设计与制造 Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ Ｄｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ 第５期 ２００８年５月
文章编号：１００１—３９９７（２００８）０５－０００８—０３
轮毂轴承接触受力的整体三维有限元分析六
王彦伟 罗继伟。 李尚勇 宋丽 孙立明ｚ （ 华中科技大学国家ＣＡＤ支撑软件工程技术研究中心，武汉４３００７４）（ｚ洛阳轴承研究所，洛阳４７１０３４）
Ｗｈｏｌｅ ３Ｄ ｃｏｎｔａｃｔ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｈｕｂ ｕｎｉｔ ｕｓｉｎｇ ＦＥＡ ｍｅｔｈｏｄ
ＷＡＮＧ Ｙａｎ－ｗｅｉ ，ＬＵＯ Ｊｉ—ｗｅｉ ２ ＬＩ Ｓｈａｎｇ－ｙｏｎｇ ，ＳＯＮＧ Ｌｉ ２ ＳＵＮ Ｌｉ—ｍｉｎｇ （ ＣＡＤ Ｃｅｎｔｅｒ，Ｈｕａｚｈｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ Ｏｆ Ｓｃｉｅｎｃｅ＆Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｗｕｈａｎ ４３００７４，Ｃｈｉｎａ）
（ Ｌｕｏｙａｎｇ ｂｅａｔｉｎｇ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｌｕｏｙａｎｇ ４７１０３４，Ｃｈｉｎａ）
中图分类号：ＴＨ１２３文献标识码：Ａ
１概述
轮毂轴承是汽车的关键零部件之一。轮毂轴承按照与汽车 传动系统其它元件集成方式的不同，可以分为第一代、第二代和 第三代。目前应用较为广泛的第三代轮毂轴承一般包含以下三 个组件：滚子轴承单元、安装转向节的带凸缘的外圈和一个集成 了内圈的轮毂轴组成ｌｌ１。轮毂轴承通过外圈凸缘起着支撑车身 的作用；同时通过发兰盘与汽车轮毂相连，起着传动作用。与通 用轴承相比，轮毂轴承与汽车其它构件的连接关系特殊、结构形 式和承载工况也复杂。 轮毂轴承的很多性能指标如疲劳寿命、强度、刚度、振动与 噪声等都和其力学性能紧密相关，轮毂轴承力学分析是分析轮 毂轴承性能的一个重要环节。一般情况下，工程师所关心的轮毂 轴承的承载能力、寿命和刚度等特性与轮毂轴承内部滚动体的接 触负荷分布有关，因此接触力学构成对轴承进行力学分析的基 础，对轮毂轴承内部接触问题的分析便成为轮毂轴承力学分析的 重要内容。 ２相关研究及局限
汽车轮毂轴承单元带凸缘内圈的有限元分析
！ 墨 Ｑ 二三Ｚ鱼 ＣＮ４１—１１４８／ＴＨ 轴承２０１３年７期 Ｂｅａｒｉｎｇ ２０１３，Ｎｏ．７
汽车轮毂轴承单元带凸缘内圈的有限元分析
边起，雷良育，姚立健，刘绿朋，姜金为
（浙江农林大学 工程学院，浙江 临安３１１３００）
摘要：根据轮毂轴承单元的实际工作情况，运用Ｃａｔｉａ与ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ进行有限元协同仿真分析，并通过对
比２种不同唇边的带凸缘内圈的力学性能得出：唇边倒角后，唇边所受等效应力增大，带凸缘内圈所受最大等
效应力减小，最大等效应力出现在其根部，最大值为３０３．０ ＭＰａ。因此，对轮毂轴承单元带凸缘内圈的唇边进行
适当倒角，可减小其最大等效应力，增加轮毂轴承单元的寿命及可靠性。
关键词：轮毂轴承单元；有限元分析；内圈；倒角；应力分析
中图分类号：ＴＨ１３３．３３ ２ 文献标志码：Ａ 文章编号：１０００—３７６２（２０１３）０７—０００９—０４
Ｆｉｎｉｔｅ Ｅｌｅｍｅｎｔ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｎ Ｉｎｎｅｒ Ｒｉｎｇ ｗｉｔｈ Ｆｌａｎｇｅ ｏｆ Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ
Ｈｕｂ Ｂｅａｒｉｎｇ Ｕｎｉｔｓ
Ｂｉａｎ Ｑｉ，Ｌｅｉ Ｌｉａｎｇ—ｙｕ，Ｙａｏ Ｌｉ—ｊｉａｎ，Ｌｉｕ Ｌｎ—ｐｅｎｇ，Ｊｉａｎｇ Ｊｉｎ—ｗｅｉ
（Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｚｈｅｊｉａｎｇ Ａ＆Ｆ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｌｉｎ ａｎ ３１１３００，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ａｃｔｕａｌ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ｏｆ ｈｕｂ ｂｅａｒｉｎｇ ｕｎｉｔｓ，ｔｈｅ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｅｏ—ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ ｉｓ
ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ｂｙ Ｃａｒｌａ ａｎｄ ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ．Ｔｈｅ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ ｏｆ ｔｗｏ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｌｉｐｓ ｏｆ ｉｎｎｅｒ ｒｉｎｇ ｗｉｔｈ ｆｌａｎｇｅ
凸轮轴强度有限元分析
凸轮轴强度有限元分析
1 概述
配气机构是控制进、排气门开闭的机构，其结构形式、尺寸参数以及进、排气升程曲线是决定发动机性能的重要参数。实际应用中，气门升程曲线是由凸轮型线通过凸轮、从动件和气门等零件之间的几何关系变换而成。由于从凸轮到气门之间各零件的刚度不足而引起的变形和质量引起的惯性力的影响，有时会使气门的实际运动偏离设计特性的要求，所以必须充分注意。
作为配气机构中质量最大，功能最重要的零件，凸轮轴应具有足够高的刚度和强度，同时在轻量化设计的要求下，也应该使其质量保持在一个较低的水平。为了同时满足这两个相互矛盾的设计要求，需要对凸轮轴进行有限元分析。但是为了得到凸轮轴的载荷边界条件，如轴承对凸轮轴的力及摇臂（或挺柱）对凸轮的反力等等，需要先对配气机构进行动力学分析，本文采用AVl/Tycon在有限元分析之前获得这些载荷边界条件。
2 有限元模型的建立
以长安某型号发动机为例，该发动机采用双顶置凸轮轴挺柱直驱形式，排气凸轮轴前端布置的皮带轮与曲轴皮带轮相连，排气凸轮轴通过齿轮驱动进气凸轮轴。
2.1 网格划分
凸轮轴包括前端皮带轮和齿轮在内都属于比较规则的零件，采用以六面体为主的单元进行网格划分，皮带轮、齿轮与凸轮轴连接部位节点共享，在凸轮段与轴承段中心做rbe2单元，并在轴承段的rbe2单元中心节点处用接地弹簧与其相连，弹簧刚度值与Tycon模型中的轴承刚度相同（如图1所示）。结点数和单元数见表1。
图1 凸轮轴的有限元模型
表1凸轮轴的节点数和单元数
2.2 材料与属性
计算中所使用的材料参数如下：
灰铁的材料参数（凸轮轴）：
弹性模量：106GPa
材料密度：7.15e+3kg/m3
泊松比：0.3
长度单位为：mm
钢的材料参数（皮带轮与齿轮）：
弹性模量：210GPa
材料密度：7.6e+3kg/m3
汽车轮毂有限元分析
汽车轮毂有限元分析
汽车轮毂有限元分析是通过应用有限元方法进行轮毂结构的分析和优化。有限元方法是一种数值分析方法，可以将复杂的连续体结构分割成为许多小的有限元单元，对每个小单元进行离散化的计算，再通过组装这些小单元，来近似求解整个结构的力学行为。
轮毂在汽车中发挥着关键的作用，不仅需要具备足够的强度和刚度，还需要考虑到其重量和制造成本。为了实现更好的性能，有限元分析可以提供大量的设计数据和结构应力分布，从而帮助设计师确定最佳的轮毂结构。
有限元分析通常包括以下步骤：
1.几何建模：通过将轮毂几何形状离散成小单元，建立起有限元模型。这一步需要使用专业的CAD软件进行建模，以准确地描述轮毂结构。
2.材料建模：根据轮毂的实际材料特性，选择合适的材料模型，并设定材料的弹性模量、泊松比、屈服强度等力学参数。
3.网格划分：将轮毂模型网格化，将轮毂分割成小的连续单元。合理的网格划分可以提高计算精度和计算效率。
4.边界条件：根据实际情况，设定边界条件，如轴承支撑力、轮胎压力等。这些边界条件对于模拟真实工作状态和载荷非常重要。
5.载荷应用：模拟轮毂在实际使用过程中受到的各种载荷，如非均匀地面不平度、刹车力、加速度等。
6.求解方程：根据有限元法的基本原理，利用有限元软件对结构进行计算，求得轮毂在载荷下的应力、应变等力学响应。 7.结果分析：通过分析有限元计算结果，可以得到轮毂结构的强度、刚度、振动响应等重要性能参数，从而指导结构的优化设计。
在进行汽车轮毂有限元分析时，需要考虑到轮毂结构的复杂性和工作条件的多样性，如静载、动载、冲击载荷等。同时，还需要考虑到材料疲劳、裂纹扩展等影响轮毂寿命的因素。
基于有限元分析的汽车轮毂优化设计可以帮助设计师实现以下目标：
1.轻量化设计：通过有限元分析可以对轮毂结构进行优化，减小重量，提高车辆的燃油经济性和操控性能。
2.强度优化：有限元分析可以帮助确定轮毂结构在各种工况下的应力水平，以确保轮毂具备足够的强度和刚度，避免因应力过高而导致的疲劳损伤。