先進核電自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承試驗扭矩傳遞設(shè)計

司明明，王文東，王飛，張超

(上海材料研究所 上海市工程材料應(yīng)用與評價重點實驗室，上海 200437 )

1 概述

自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承的滑動接觸表面由內(nèi)外球面組成，運動時可以在任意角度旋轉(zhuǎn)擺動，具有承載能力強，耐磨損，自調(diào)心，潤滑好等特點。某型自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承服役于三代核電高溫、高承載工況下，運行時安裝在反應(yīng)堆廠房內(nèi)蒸汽發(fā)生器橫向支承上，目的是允許蒸汽發(fā)生器各橫向支承隨反應(yīng)堆冷卻劑回路和蒸汽發(fā)生器的熱脹產(chǎn)生適當偏轉(zhuǎn)，避免蒸汽發(fā)生器支承系統(tǒng)產(chǎn)生過大的約束載荷[1-3]。該自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承(圖1)依據(jù)ASME NF-1-2011《Certificate Holders′ Data Report for Supports》規(guī)范等級要求設(shè)計制造，在60年設(shè)計壽命周期內(nèi)經(jīng)受擺動/轉(zhuǎn)動至少800次，且擺動/轉(zhuǎn)動后向心關(guān)節(jié)軸承潤滑面不得出現(xiàn)影響服役性能的磨損[4-5]。

圖1 自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承結(jié)構(gòu)

為了鑒定自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承的服役性能，需要進行臺架壽命試驗。試驗過程中，在加載塊上端面施加一定載荷，在芯軸兩端施加一定扭矩，并通過加熱工裝模擬向心關(guān)節(jié)軸承的高溫使用工況。如果內(nèi)圈和芯軸采用過盈配合，在模擬高溫工況時，由于內(nèi)圈和芯軸材料的線膨脹系數(shù)不同(內(nèi)圈材料為Cu-Ni-Sn合金，25～350 ℃的線膨脹系數(shù)約為16.4×10-6℃-1；芯軸材料為A型軸承鋼，25～350 ℃的線膨脹系數(shù)約為13.4×10-6℃-1)，內(nèi)圈軸孔受熱膨脹量大于芯軸受熱膨脹量，使內(nèi)圈和芯軸過盈量減小，進而導(dǎo)致內(nèi)圈與芯軸間的摩擦力減小，內(nèi)圈與芯軸會產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動，扭矩?zé)o法有效傳遞至內(nèi)圈。因此需要通過鍵或銷釘連接結(jié)構(gòu)將內(nèi)圈和芯軸連接裝配，保證模擬高溫工況時扭矩可以順利加載至內(nèi)圈。

鍵連接或銷釘連接的分布形式、形狀參數(shù)均會對自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈的結(jié)構(gòu)剛度、力學(xué)性能產(chǎn)生一定影響[6-9]，從而對自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承服役性能的評定產(chǎn)生干擾。國外的一些研究機構(gòu)和公司都有專門的自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承試驗機，自20世紀90年代以來，國內(nèi)相繼研制出不同試驗機。燕山大學(xué)采用空間并聯(lián)機構(gòu)研制了能實現(xiàn)3個自由度運動，真實模擬向心關(guān)節(jié)軸承運動及受力情況的試驗設(shè)備，能夠?qū)崿F(xiàn)載荷、速度、溫度和磨損量等相關(guān)信息的連續(xù)動態(tài)測量[6]。但國內(nèi)外針對向心關(guān)節(jié)軸承臺架壽命試驗過程中試驗芯軸和內(nèi)圈間扭矩傳遞方式的研究較少。

鑒于此，現(xiàn)提出2種扭矩傳遞方案，利用有限元法進行分析，并通過臺架壽命試驗進行驗證，確定自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承試驗扭矩傳遞的最優(yōu)方案。

2 結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 平鍵-貫穿式鍵槽連接結(jié)構(gòu)

平鍵連接結(jié)構(gòu)傳遞扭矩時，各零件的受力情況如圖2所示。平鍵連接結(jié)構(gòu)主要失效形式是工作面被壓潰[10]，按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。

圖2 平鍵連接時零件的受力情況

假設(shè)載荷在工作面上均勻分布，平鍵連接的強度校核公式為[11]

(1)

k=0.5h，

式中：T為傳遞的扭矩；F為載荷；k為鍵與內(nèi)圈鍵槽的接觸高度；h為鍵的高度；l為鍵的工作長度，圓頭平鍵l=L-b;L為鍵槽長度；b為鍵的寬度；d為芯軸直徑；[σp]為鍵、芯軸、內(nèi)圈三者中許用擠壓應(yīng)力最小值，其性能參數(shù)見表1，理論計算參數(shù)見表2。

表1 材料性能參數(shù)

表2 平鍵-貫穿式鍵槽計算參數(shù)

理論校核計算可得鍵與內(nèi)圈鍵槽的接觸高度應(yīng)大于4.77 mm,由于內(nèi)圈鍵槽和鍵需要保留0.1 mm的配合間隙，因此鍵槽深度需大于4.9 mm。自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈(圖3)采用垂直于內(nèi)圈軸線的自潤滑材料鑲嵌孔，其距離內(nèi)圈軸孔邊緣最小為5.8 mm，開取鍵槽需要避免破壞鑲嵌孔。結(jié)合理論計算的鍵槽深度，選取鍵槽深度為5 mm。

圖3 內(nèi)圈結(jié)構(gòu)

建立圓頭平鍵-貫穿式鍵槽的自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承模型，剖面圖如圖4所示。

圖4 平鍵-貫穿式鍵槽模型剖面圖

2.2 銷釘-內(nèi)圈邊緣銷孔連接結(jié)構(gòu)

銷釘連接傳遞扭矩時，各零件的受力情況如圖5所示。

圖5 銷釘連接時零件的受力情況

銷釘?shù)募羟袘?yīng)力校核公式為[13]

(2)

式中：da為銷釘直徑；Z為銷釘數(shù)量；τp為銷釘許用剪切應(yīng)力。

銷釘-銷孔計算參數(shù)見表3。

表3 銷釘-銷孔計算參數(shù)

查閱GB/T 119.2—2000 《圓柱銷 淬硬鋼和馬氏體不銹鋼》，經(jīng)過計算，銷釘直徑取6 mm，銷釘長度取15 mm，銷釘-內(nèi)圈邊緣銷孔模型剖面圖如圖6所示。在內(nèi)圈邊緣部分挖取銷釘槽，單邊挖取8個銷釘槽，槽與槽沿內(nèi)圈周向45°均布；銷釘和銷槽采用過盈配合，過盈量為0.02 mm。

圖6 銷釘-內(nèi)圈邊緣銷孔模型剖面圖

3 仿真分析

3.1 仿真模型

運用UG建立自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承的模型，導(dǎo)入ANSYS軟件中，對2種扭矩傳遞方案進行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，仿真時忽略實際臺架試驗中工裝、裝配誤差及加載系統(tǒng)誤差等因素的影響，視為理想試驗狀態(tài)。采用四面體網(wǎng)格劃分模型，對關(guān)鍵區(qū)域進行網(wǎng)格細化。

根據(jù)民用核電系統(tǒng)的設(shè)計要求，在試驗?zāi)Ｐ图虞d塊上施加8 800 kN的徑向靜載荷，在芯軸施加130 000 N·m的扭矩，分別計算2種方案下自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈受力情況和變形量。在芯軸施加逆時針方向扭矩C，對加載塊施加靜載荷A，對兩側(cè)支承塊進行全位移約束B(圖7)。

圖7 約束示意圖

3.2 結(jié)果與分析

無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)時內(nèi)圈球面仿真云圖如圖8所示。2種連接方案的內(nèi)圈外球面節(jié)點選取與圖8一致，2種方案下與無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的內(nèi)圈球面各節(jié)點處整體位移和應(yīng)變對比曲線如圖9所示。

圖8 無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)時內(nèi)圈球面仿真云圖

由圖9a可知，方案1的內(nèi)圈外球面的節(jié)點整體相對于無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的方案產(chǎn)生了一定的偏移，同時內(nèi)圈外球面的部分節(jié)點處的應(yīng)變也相對原始方案有所增大；方案1內(nèi)圈外球面上節(jié)點的整體位移最大值為1.1～1.2 mm，應(yīng)變超過了0.8%。由圖9b可知，方案2的內(nèi)圈外球面上各節(jié)點處的整體位移相對于無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的方案發(fā)生了一定的偏移，最大達1.5 mm，同時,各節(jié)點處應(yīng)變相對于無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的方案產(chǎn)生了偏移。由圖9c可知，方案2下各節(jié)點整體位移稍大，2種方案各節(jié)點的應(yīng)變相差不大。

2種方案和無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的內(nèi)圈外球面上各節(jié)點處的整體位移和應(yīng)變的標準差見表4。由表可知，相對于無扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的方案，方案1各節(jié)點處的應(yīng)變和整體位移波動小于方案2。忽略試驗工裝影響的理想狀態(tài)下仿真結(jié)果表明，方案1對保持內(nèi)圈剛性的效果好于方案2。

表4 內(nèi)圈外球面整體位移和應(yīng)變的標準差

3.3 連接結(jié)構(gòu)處受力比較

2種方案下接觸面上的應(yīng)力如圖10所示，最大應(yīng)力和材料的屈服強度如圖11所示。

圖10 扭矩傳遞結(jié)構(gòu)接觸面應(yīng)力

由圖10可知，方案1平鍵的最大應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面靠近平鍵圓頭處，方案2銷釘?shù)淖畲髴?yīng)力出現(xiàn)在其上端部。由圖11可知，方案1中接觸面上最大應(yīng)力均小于材料的屈服極限，方案2中接觸面最大應(yīng)力遠遠大于材料的屈服極限。

結(jié)構(gòu)靜力學(xué)仿真反映了加載條件下某一時刻結(jié)構(gòu)的整體受力情況[13]，因此結(jié)合圖10和圖11可知，在加載條件下，方案2銷釘和銷孔接觸面存在瞬間應(yīng)力過大的可能。

圖11 扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)接觸面最大應(yīng)力和材料的屈服強度

由于實際加載過程中采用交變扭矩，鍵或銷釘以及內(nèi)圈和芯軸可能出現(xiàn)疲勞失效，因此利用ANSYS軟件疲勞壽命模塊進行仿真，計算出平鍵-鍵槽、銷釘-銷孔的疲勞敏感性曲線，如圖12所示(橫坐標加載應(yīng)力比率即瞬時載荷與試驗載荷的比例[14])。

由圖12a可知，方案1中在0．87倍載荷下，鍵的疲勞敏感性開始降低，在0.87～1.00倍載荷下，曲線下降較快，小于0.87倍載荷的區(qū)域可視為無限壽命區(qū)，高于1.00倍載荷的區(qū)域疲勞敏感性較低；方案2在0.58倍載荷下銷釘?shù)钠诿舾行蚤_始降低，疲勞壽命為6.25×107次。

由圖12b可知，方案1中在0．65倍載荷下鍵槽的疲勞敏感性開始降低，疲勞壽命為1×108次，系統(tǒng)默認該應(yīng)力條件下處于無限壽命區(qū)；方案2在0.5倍載荷下銷孔的疲勞敏感性開始降低，疲勞壽命為1×108次，系統(tǒng)默認該應(yīng)力條件下處于無限壽命區(qū)。

圖12 扭矩傳遞連接結(jié)構(gòu)的疲勞敏感性曲線

綜上可知，在相同載荷下，鍵和銷釘?shù)睦碚搲勖嗤?，但隨著應(yīng)力加載比率的增大，方案2銷釘理論壽命下降更快，銷孔面相較于方案1的鍵槽面更易被壓潰 。

3.4 優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)前文可知，方案1選取鍵槽深度范圍為4.9～5.8 mm，僅存在0.9 mm的余量，考慮實際加工誤差，所以對方案1不進行優(yōu)化；方案2銷釘直徑需大于3.2 mm，開鍵槽需要避免破壞鑲嵌孔，因此根據(jù)理論計算和GB/T 119.2—2000，確定直徑范圍為3.2～7.0 mm，存在3.8 mm余量，因此可進行優(yōu)化。分別對直徑為5.0，5.5，6.0，6.5，7.0 mm的銷釘進行疲勞分析，同時相應(yīng)改變銷孔直徑，其余仿真參數(shù)不變,不同銷釘直徑下銷孔的疲勞敏感性曲線如圖13所示。

圖13 銷孔疲勞敏感性曲線

由圖13可知，隨著銷釘直徑的增大，加載比率逐漸增大，但增量較小，最大增量僅為4%。由此可知，方案2中銷釘直徑的優(yōu)化對提升扭矩傳遞性能不明顯。

4 臺架壽命試驗

4.1 試驗方法

通過臺架壽命試驗對2種方案進行驗證，試驗條件見表5，試驗機主要結(jié)構(gòu)如圖14所示。

表5 臺架壽命試驗條件

1—試驗軸承；2—隔圈；3—旋緊螺母；4—芯軸；5—端蓋；6—SYB-A型圓柱滾子軸承；7—SYB-B型圓錐滾子軸承

試驗前在自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈涂抹潤滑脂，減小啟動階段的摩擦力。向心關(guān)節(jié)軸承首先在3 500 kN的徑向載荷下進行常溫擺動磨損試驗，之后在0.27%硼酸溶液中浸泡240 h，將烘干后的向心關(guān)節(jié)軸承置于325 ℃下，徑向載荷逐漸加載至8 800 kN進行超載擺動磨損試驗。

4.2 方案1下試驗前后向心關(guān)節(jié)軸承形貌

方案1下試驗前后的自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承對比如圖15所示。由圖可知，試驗后向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈完整無裂紋，部分自潤滑鑲嵌材料出現(xiàn)了輕微磨損，同時內(nèi)圈球面出現(xiàn)了摩擦磨損轉(zhuǎn)移膜(圖15b)；內(nèi)圈鍵槽完整，無明顯形變和裂紋(圖15c)；圓頭平鍵無裂紋和變形，整體形貌良好(圖15d)。

圖15 方案1臺架試驗前后向心關(guān)節(jié)軸承情況對比

4.3 方案2下試驗前后向心關(guān)節(jié)軸承形貌

方案2下試驗前后向心關(guān)節(jié)軸承對比如圖16所示。在超載擺動磨損試驗時，銷孔斷裂(圖16b)，扭矩傳遞失效，試驗失敗。試驗后向心關(guān)節(jié)軸承整體情況完好，部分銷釘孔出現(xiàn)了塑性變形(圖16c)；內(nèi)圈雖整體結(jié)構(gòu)完整，但自潤滑材料出現(xiàn)了輕微磨損，內(nèi)圈球面磨損犁溝較明顯，且主要集中在內(nèi)圈受力最大的上半部中心位置，此外內(nèi)圈存在部分微裂紋(圖16d)。

圖16 方案2臺架試驗前后向心關(guān)節(jié)軸承情況對比

斷裂銷孔的宏觀形貌如圖17a所示,將斷口區(qū)域整體切割取樣，利用丙酮試劑清洗后，采用SEM掃描電子顯微鏡進行觀察，結(jié)果如圖17b—圖17c所示。

圖17 銷孔斷口宏觀和微觀形貌

由圖17可知，裂紋和斷裂均出現(xiàn)在內(nèi)圈邊緣，斷裂處無明顯塑性變形，斷面呈灰色，平整且有細膩顆粒感。圖17a中A1，A2和A3處存在典型的斷裂“臺階”，由此判斷該部位最先出現(xiàn)裂紋，隨著扭矩和載荷循環(huán)加載，裂紋擴展,C1和C2斷面平臺處存在少量的貝殼線[15-16];銷孔的邊緣區(qū)域有明顯的疲勞源(圖17b);斷裂面上有連續(xù)且等距平行的疲勞輝紋，無明顯分支和分叉，同時，在疲勞輝紋附近存在少量的二次裂紋(圖17c)。由此可進一步判斷銷孔斷裂屬于疲勞斷裂。

5 結(jié)論

1)平鍵-貫穿式鍵槽連接結(jié)構(gòu)能夠更好地保持自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)剛性，同時將試驗扭矩通過鍵-鍵槽連接有效地傳遞給內(nèi)圈。

2)銷釘-內(nèi)圈邊緣銷孔連接結(jié)構(gòu)降低了自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)剛性，使銷孔在臺架壽命試驗中出現(xiàn)疲勞斷裂，導(dǎo)致試驗失敗。

3)銷釘直徑的優(yōu)化對提升扭矩傳遞性能不明顯。