基于Workbench的自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承失效分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

段宏瑜，劉紅宇，朱淋淋

(1.上海市軸承技術(shù)研究所，上海 201800；2.上海特種軸承工程技術(shù)中心，上海 201800)

關(guān)節(jié)軸承主要由外球面內(nèi)圈和內(nèi)球面外圈組成，能夠承受較大的徑向載荷和軸向載荷。因?yàn)殛P(guān)節(jié)軸承的球形接觸面大，允許的傾斜角大，且大多采用特殊的工藝處理，如表面磷化、鍍鉻、滑動(dòng)面襯里等，因此具有承載大、抗沖擊、抗腐蝕、耐磨損、自調(diào)心和潤(rùn)滑好等特點(diǎn)[1]。自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承無需添加潤(rùn)滑劑，使用過程中免維護(hù)，特別適宜安裝在位置受限制、工作中無法添加潤(rùn)滑劑或防止?jié)櫥畚镂廴镜沫h(huán)境，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于航空航天、工程機(jī)械及軍工機(jī)械等領(lǐng)域[2]。

自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承的力學(xué)性能受到了廣泛的關(guān)注，現(xiàn)針對(duì)YSG507R10TL型自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承在徑向極限靜載荷試驗(yàn)中出現(xiàn)擠壓裂紋的現(xiàn)象展開研究。

1 自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承徑向極限靜載荷性能試驗(yàn)

YSG507R10TL型自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承由內(nèi)圈、外圈及附于外圈內(nèi)表面的襯墊組成，外圈選用0Cr17Ni4Cu4Nb材料，內(nèi)圈選用G95Cr18材料，襯墊為聚四氟乙烯(PTFE)復(fù)合材料。依據(jù)GJB 5502—2005《低速擺動(dòng)自潤(rùn)滑向心關(guān)節(jié)軸承規(guī)范》試驗(yàn)芯軸硬度不小于50 HRC的要求，芯軸選擇與內(nèi)圈相同的材料。

軸承安裝在30 t試驗(yàn)機(jī)上，在室溫環(huán)境下進(jìn)行徑向極限靜載荷試驗(yàn)，方法如圖1所示，圖中，G為外圈寬度；C為內(nèi)圈寬度；S為試驗(yàn)座支承寬度，S>G。先對(duì)軸承施加4%～6%徑向極限靜載荷(157.65 kN)的預(yù)載值(約6.3 kN)，恒壓3 min后，將測(cè)量?jī)x表的載荷數(shù)值調(diào)“零”，移除預(yù)載荷，以1.5 kN/s的速率增加至極限載荷，保壓1 min后以相同的速率卸載，檢查軸承是否發(fā)生破壞。

1—加載套；2—外圈；3—內(nèi)圈；4—芯軸；5—試驗(yàn)座；6—測(cè)量?jī)x表

YSG507R10TL型自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承徑向極限靜載荷試驗(yàn)結(jié)果如圖2所示。由圖可知，內(nèi)圈端面出現(xiàn)明顯的裂紋，軸承發(fā)生失效。經(jīng)測(cè)量得知最大總體變形為0.35 mm。

圖2 徑向極限靜載荷性能試驗(yàn)結(jié)果

2 自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承的全參數(shù)化模型

YSG507R10TL型自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承外圈左右端面開有翻邊油槽，內(nèi)圈左右兩端面有凸臺(tái)結(jié)構(gòu)。該軸承主要結(jié)構(gòu)尺寸(圖3a)有：內(nèi)圈球徑(A)、內(nèi)圈寬度(C)、軸孔直徑(B)、外圈外徑(H)、外圈內(nèi)徑(F)、外圈寬度(G)。主要特征尺寸有：油槽尺寸(I，J，K，L，M)、凸臺(tái)尺寸(E，D)、襯墊厚度(T)、倒角尺寸(P，N)等。以軸承各項(xiàng)尺寸參數(shù)為變量，通過UG參數(shù)化建模功能建立全參數(shù)幾何模型如圖3b所示。

(a)模型參數(shù)

3 基于Workbench的徑向極限靜載荷計(jì)算

3.1 有限元模型

通過Workbench與三維建模軟件的數(shù)據(jù)接口，將全參數(shù)模型導(dǎo)入Workbench，依照表1分別對(duì)軸承內(nèi)圈、外圈、襯墊及芯軸進(jìn)行材料屬性的配置[3]。為提高有限元分析質(zhì)量，對(duì)幾何模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，簡(jiǎn)化除內(nèi)圈內(nèi)表面倒角以外的所有倒角，并保留翻邊油槽。為了真實(shí)反應(yīng)PTFE各向異性的屬性，采用20節(jié)點(diǎn)的Solid186六面體單元對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小為0.8 mm，節(jié)點(diǎn)數(shù)為197 457，單元數(shù)為56 874，有限元模型如圖4所示。

表1 自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承材料屬性

圖4 有限元模型

3.2 載荷及邊界條件

根據(jù)試驗(yàn)情況，芯軸與內(nèi)圈為鋼-鋼接觸，因此芯軸與內(nèi)圈為摩擦因數(shù)0.15的摩擦接觸；通過襯墊的摩擦磨損試驗(yàn)，測(cè)定PTFE襯墊對(duì)鋼的摩擦因數(shù)約為0.11，因此襯墊與內(nèi)圈的接觸設(shè)置為摩擦因數(shù)0.11的摩擦接觸；襯墊粘接在外圈內(nèi)側(cè)，二者之間沒有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，因此設(shè)置為綁定接觸。同時(shí)，為了減少襯墊與內(nèi)圈的滲透，將接觸剛度設(shè)置為1，并采用增強(qiáng)Lagrange算法對(duì)該摩擦接觸進(jìn)行分析[4]。

在外圈外表面施加157.65 kN的徑向載荷；受試驗(yàn)座的限制作用，芯軸兩端位移全約束；內(nèi)圈端面不能軸向移動(dòng)，軸向位移約束。載荷及邊界條件如圖5所示。其中：

圖5 載荷及邊界條件

A——Fixed Support，全固定約束，芯軸與試驗(yàn)座接觸部位限制芯軸的6自由度運(yùn)動(dòng)；

B——Displacement，位移約束，限制內(nèi)圈的軸向運(yùn)動(dòng)；

C——Bearing Load，外圈外表面施加157.65 kN的徑向載荷，方向?yàn)閦軸方向。

3.3 計(jì)算結(jié)果分析

通過使用Workbench軟件的靜力學(xué)分析模塊，對(duì)上述有限元模型進(jìn)行求解。在徑向載荷的作用下，軸承各零件均發(fā)生不同程度的變形和應(yīng)力集中，如圖6、圖7所示。

(a)軸承總體變形

由圖6可知，在徑向載荷作用下，軸承最大變形發(fā)生在外圈翻邊油槽處；與芯軸鋼-鋼接觸的內(nèi)圈受到徑向載荷及芯軸彎曲變形的雙重作用，在外表面的中間部位也發(fā)生變形；襯墊受內(nèi)外圈變形的作用，在與內(nèi)圈相同位置發(fā)生最大變形。

由圖7可知，在徑向載荷作用下，軸承最大等效應(yīng)力(3 251.9 MPa)發(fā)生在內(nèi)圈45°斜倒角處，大于內(nèi)圈材料的屈服強(qiáng)度，因此內(nèi)圈最先發(fā)生斷裂；外圈最大等效應(yīng)力(2 660.4 MPa)發(fā)生在油槽部位，大于外圈材料的屈服強(qiáng)度，因此外圈也容易發(fā)生斷裂；由于內(nèi)圈寬度大于外圈寬度，在受到徑向載荷作用時(shí)，襯墊外側(cè)會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中，但襯墊的彈性模量較小，因此易發(fā)生較大變形。具體有限元計(jì)算結(jié)果見表2，由表可知，軸承各零件的等效效應(yīng)力均大于材料的屈服極限值，因此軸承零件均容易發(fā)生損壞。內(nèi)圈應(yīng)力集中最大，倒角處產(chǎn)生裂紋，使應(yīng)力得到釋放，因此其他零件未出現(xiàn)損壞現(xiàn)象，以上分析結(jié)果與物理試驗(yàn)結(jié)果一致。

(a)軸承的等效應(yīng)力

表2 有限元計(jì)算結(jié)果

4 自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

由以上分析結(jié)果可以看出，YSG507R10TL型自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承產(chǎn)生裂紋的主要原因是內(nèi)圈斜倒角處發(fā)生較大的應(yīng)力集中?；诖耍岢鲆詢?nèi)圈倒角為設(shè)計(jì)變量，以內(nèi)圈最大應(yīng)力小于屈服極限為目標(biāo)函數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。通過Workbench/Design Explorer優(yōu)化設(shè)計(jì)模塊，將內(nèi)圈斜倒角優(yōu)化為圓倒角，并以倒角半徑r=0.5 mm為基礎(chǔ)設(shè)計(jì)點(diǎn)，以0.15 mm為步長(zhǎng)增加設(shè)計(jì)點(diǎn)，r分別取0.50，0.65，0.80，0.95，1.10 mm。優(yōu)化方案計(jì)算結(jié)果見表3，仿真結(jié)果如圖8所示。

表3 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果

(a)內(nèi)圈等效應(yīng)力

由圖表可知，圓倒角能夠明顯降低內(nèi)圈的等效應(yīng)力；當(dāng)?shù)菇前霃綖?.80 mm時(shí)，等效應(yīng)力值最小，此時(shí)內(nèi)圈最大等效應(yīng)力小于初始方案，內(nèi)圈最大變形小于規(guī)范要求(0.25 mm)，因此將內(nèi)圈斜倒角改為半徑為0.80 mm圓倒角為最佳方案。

5 結(jié)束語

經(jīng)有限元仿真分析確定，YSG507R10TL自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面出現(xiàn)裂紋的主要原因?yàn)閮?nèi)圈斜倒角處的等效應(yīng)力超過材料屈服強(qiáng)度。對(duì)軸承進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)后經(jīng)計(jì)算可知，圓倒角能夠明顯降低等效應(yīng)力、減小軸承變形，并且當(dāng)?shù)菇前霃綖?.8 mm時(shí)等效應(yīng)力最小，即最優(yōu)設(shè)計(jì)方案，此優(yōu)化設(shè)計(jì)方法同樣適用于其他自潤(rùn)滑關(guān)節(jié)軸承。