某型自潤滑桿端關(guān)節(jié)軸承仿真分析

摘要：為分析某型自潤滑桿端關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)、制造工藝和疲勞壽命是否滿足使用要求，基于Abaqus軟件建立該軸承的有限元模型，通過對產(chǎn)品動態(tài)加載和軸承-桿端體過盈裝配進(jìn)行仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證軸承結(jié)構(gòu)的科學(xué)性，通過對外圈擠壓和車削過程進(jìn)行工藝優(yōu)化仿真提高軸承的密合度，通過對軸承鉚壓固定和軸向推出過程進(jìn)行仿真確保鉚壓固定性能滿足要求?；跅U端體S-N曲線，計算軸承疲勞壽命，并通過磨損仿真獲得軸承25?000次擺動的磨損量，結(jié)果認(rèn)為該軸承滿足設(shè)計要求。仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合，證明仿真方法和結(jié)果可靠。

關(guān)鍵詞：桿端關(guān)節(jié)軸承;自潤滑;動態(tài)加載;過盈裝配;疲勞壽命

中圖分類號：TH133.33;TB115.1

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：B

文章編號：1006-0871（2021）03-0061-06

DOI：10.13340/j.cae.2021.03.011

Abstract：To?analyze?whether?the?structure，?manufacturing?process?and?fatigue?life?of?a?self-lubricating?rod?end?spherical?plain?bearing?meet?the?service?requirements，?the?finite?element?model?of?the?bearing?is?established?based?on?Abaqus?software.?The?accuracy?of?bearing?structure?is?verified?by?the?simulation?analysis?and?test?of?product?dynamic?loading?and?bearing?rod?end?interference?fitting.?The?tightness?of?the?bearing?is?improved?by?the?manufacturing?process?optimization?simulation?of?extrusion?and?turning?process?of?outer?ring.?The?riveting?and?fixing?performance?is?ensured?to?meet?the?requirements?by?the?simulation?of?the?bearing?riveting?and?axial?pushing?out?process.?Based?on?the?S-N?curve?of?rod?end?body，?the?bearing?fatigue?life?is?computed，?and?the?wear?of?the?bearing?for?25?000?movements?is?obtained?by?the?wear?simulation.?The?results?show?that?the?bearing?meets?the?design?requirements.?The?simulation?results?are?consistent?with?the?test?results，?which?proves?the?reliability?of?the?simulation?method?and?results.

Key?words：rod?end?spherical?plain?bearing;self-lubricating;dynamic?loading;interference?fitting;fatigue?life

0?引?言

桿端關(guān)節(jié)軸承是一種安裝于推拉桿兩端的球面滑動軸承，其3個方向的轉(zhuǎn)動自由度不受約束，可避免連接件之間產(chǎn)生彎曲應(yīng)力。該軸承主要承受拉載荷和壓載荷，被廣泛應(yīng)用于航空航天、工程機(jī)械和鐵路機(jī)車等領(lǐng)域的操縱和動力傳遞系統(tǒng)中。[1-2]桿端關(guān)節(jié)軸承一般包括桿端體和關(guān)節(jié)軸承2個部件，其中桿端體的主要失效模式為疲勞斷裂，軸承的主要失效模式為磨損。[3-5]

應(yīng)用仿真方法對關(guān)節(jié)軸承的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)和工藝進(jìn)行分析，可有效縮短研發(fā)周期、節(jié)約研發(fā)費(fèi)用。霍亞軍[6]對向心關(guān)節(jié)軸承的磨損壽命進(jìn)行仿真。陳清偉[7]對關(guān)節(jié)軸承外圈擠壓工藝進(jìn)行仿真，預(yù)測關(guān)節(jié)軸承密合度。牛榮軍等[8]分析自潤滑桿端關(guān)節(jié)軸承壓裝對啟動摩擦力矩的影響。但是，現(xiàn)有文獻(xiàn)缺乏對擠壓-車削回彈、內(nèi)圈轉(zhuǎn)動對應(yīng)力影響和桿端體應(yīng)力計算等問題的分析。

某型桿端關(guān)節(jié)軸承承受交變拉載荷，受載頻率高，外界環(huán)境惡劣，壽命要求長。本文對該型桿端關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)、工藝和壽命3方面進(jìn)行仿真分析，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，對同類型產(chǎn)品及其他機(jī)械零部件產(chǎn)品開發(fā)具有參考意義。

1?產(chǎn)品設(shè)計與仿真

1.1?產(chǎn)品設(shè)計

根據(jù)產(chǎn)品安裝、使用和維護(hù)要求，選用SA?DEM1T型鋼制PTFE自潤滑襯墊桿端關(guān)節(jié)軸承為研究對象，其結(jié)構(gòu)包括桿端體和關(guān)節(jié)軸承2個部分，見圖1。

關(guān)節(jié)軸承由3個零件組成，內(nèi)圈、外圈和自潤滑襯墊，其中自潤滑襯墊粘貼在外圈內(nèi)球面上，內(nèi)圈外球面與自潤滑襯墊內(nèi)表面滑動接觸。內(nèi)圈與自潤滑襯墊滑動接觸，需要較高硬度，以避免發(fā)生磨損。外圈采用整體成型工藝，因此較低硬度有利于擠壓成型。結(jié)合防銹要求，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈選用PH13-8Mo材料，硬度≥43?HRC，外圈選用17-4PH材料，硬度為28～37?HRC。根據(jù)載荷大小、內(nèi)圈擺動速度確定使用PTFE自潤滑襯墊，其具有良好的減摩和耐磨性，摩擦因數(shù)為0.04。

桿端體一端是套圈結(jié)構(gòu)，用于安裝關(guān)節(jié)軸承，另一端為外螺紋結(jié)構(gòu)，用于與桿件連接，中間部分是過渡結(jié)構(gòu)。桿端體材料選用17-4PH，硬度為28～37?HRC，固溶處理。根據(jù)桿件尺寸，螺紋設(shè)計為MJ20×1.5。

文獻(xiàn)[9]應(yīng)用仿真方法對帶端溝關(guān)節(jié)軸承結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，認(rèn)為內(nèi)圈外球徑、端溝位置是影響該類型軸承軸向承載能力的重要參數(shù)。文獻(xiàn)[10]研究桿端體各結(jié)構(gòu)參數(shù)對應(yīng)力和質(zhì)量的影響，并進(jìn)行一系列仿真分析。基于這2個文獻(xiàn)的仿真方法和結(jié)論，結(jié)合本文自潤滑端關(guān)節(jié)軸承實(shí)際使用工況，設(shè)計關(guān)節(jié)軸承和桿端體尺寸，見圖2。

1.2?動態(tài)加載仿真

在桿端關(guān)節(jié)軸承動態(tài)工作過程中，內(nèi)圈相對外圈在3個方向旋轉(zhuǎn)，分別稱為周向轉(zhuǎn)動、橫向擺動和縱向擺動，見圖3。

內(nèi)圈轉(zhuǎn)動時，內(nèi)圈與襯墊的摩擦阻力影響桿端體的應(yīng)力分布。為分析產(chǎn)品動態(tài)工作時的應(yīng)力情況，建立該產(chǎn)品加載仿真模型，選用六面體單元C3D8R進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格總數(shù)量為54?682個。在接觸部位建立接觸對，設(shè)置法向接觸為硬接觸，切向接觸設(shè)置摩擦因數(shù)：鋼與鋼之間的摩擦因數(shù)為?0.15，鋼與PTFE襯墊之間的摩擦因數(shù)為0.04。芯軸兩端固定約束，桿端體下端面施加載荷。設(shè)置2個載荷步：載荷步1為施加30?kN拉載荷;載荷步2為保持拉載荷不變，內(nèi)圈轉(zhuǎn)動。

仿真結(jié)果見圖4。以內(nèi)圈靜止加載時的應(yīng)力為標(biāo)準(zhǔn)，內(nèi)圈沿3個方向轉(zhuǎn)動對桿端體應(yīng)力的影響見表3，其中縱向擺動應(yīng)力增幅較大（達(dá)15.7%），結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的安全系數(shù)均大于1.5，滿足要求。

1.3?不同過盈量仿真

根據(jù)GB/T?304.3—2002《關(guān)節(jié)軸承?配合》，在選擇關(guān)節(jié)軸承外圈與桿端體套圈孔的配合關(guān)系時，應(yīng)保證在使用過程中兩者之間不出現(xiàn)相對滑動和松動，因此軸承外圈與桿端體套圈選擇過盈配合。過盈配合會壓縮軸承外圈，撐大桿端體套圈，使得軸承啟動力矩和桿端體應(yīng)力發(fā)生變化，因此需要對過盈裝配進(jìn)行合理設(shè)計。過盈裝配仿真模型見圖4，設(shè)置3個載荷步：載荷步1為軸承與桿端體過盈接觸;載荷步2為桿端體端面施加30?kN拉載荷;載荷步3為內(nèi)圈繞軸線轉(zhuǎn)動。過盈裝配仿真結(jié)果見圖5。

由圖5c可知，隨著過盈量不斷增大，在30?kN加載條件下桿端體最大應(yīng)力先減小后增大，在過盈量為0.020?mm時應(yīng)力最小，為288.9?MPa。桿端體套圈應(yīng)力由2個部分組成：一部分是過盈裝配時產(chǎn)生的應(yīng)力，稱為裝配應(yīng)力;另外一部分是外載荷下桿端體套圈變形應(yīng)力，稱為加載應(yīng)力。過盈量較小時，裝配應(yīng)力較小，適當(dāng)過盈增加加載變形剛度，加載應(yīng)力減小，總應(yīng)力減小。但是，隨著過盈量進(jìn)一步增大，過盈產(chǎn)生的應(yīng)力明顯增大，總應(yīng)力增大。過盈裝配對啟動力矩的影響近似線性變化，為滿足產(chǎn)品啟動力矩小于2.5?N·m的要求，過盈量應(yīng)小于0.025?mm。因此，設(shè)計過盈量為0.020?mm，實(shí)際測量啟動力矩為2?N·m。

2?工藝仿真與驗(yàn)證

2.1?軸承外圈成型仿真

關(guān)節(jié)軸承外圈采用整體成型，成型原理見圖6a。根據(jù)外圈結(jié)構(gòu)尺寸確定坯料尺寸，坯料厚度較大，為減少擠壓載荷、提高模具壽命，外圈擠壓成型采用二次擠壓成型，一模擠壓使得外圈坯料產(chǎn)生初步變形，二模擠壓使外圈坯料進(jìn)一步變形，且保證變形后外圈內(nèi)腔面與內(nèi)圈球面良好配合，即軸承密合度≤0.076?mm的要求。應(yīng)用仿真技術(shù)對模具型腔尺寸和外圈毛坯尺寸進(jìn)行優(yōu)化，可高效完成模具和外圈毛坯設(shè)計。擠壓模具和擠壓仿真模型見圖6b。仿真模型采用軸對稱模型，模具簡化為解析剛體結(jié)構(gòu)。設(shè)置2個載荷步：載荷步1為一模擠壓;載荷步2為二模擠壓。模具和外圈毛坯接觸設(shè)置為有限滑移接觸，法向?yàn)橛步佑|，切向摩擦因數(shù)為0.13。外圈擠壓成型后，還需要對外徑和端面進(jìn)行車削加工。車削加工去除材料，應(yīng)力重新分布，車削載荷也影響零件變形。因此，在擠壓仿真結(jié)果的基礎(chǔ)上，對外圈材料車削去除過程進(jìn)行仿真，結(jié)果見圖7。

沿軸心自下向上，取5個測量點(diǎn)測量內(nèi)、外圈球面的法向間距，最大間距差值即為軸承密合度。分別對模具優(yōu)化前、后仿真結(jié)果進(jìn)行間距測量，對優(yōu)化后實(shí)物進(jìn)行工業(yè)CT測量，結(jié)果見圖8。經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計，密合度明顯降低，且優(yōu)化仿真結(jié)果與實(shí)物測量結(jié)果吻合，密合度滿足要求。

2.2?軸承鉚壓固定仿真

胡忠會等[11]分析不同軸承安裝方式，認(rèn)為通過軸承外圈鉚壓安裝不會破壞安裝孔，便于軸承更換。鉚壓安裝先將軸承壓入桿端體套圈，再采用鉚壓工具將軸承兩端溝槽外側(cè)材料向外折壓。

分別建立單邊軸承鉚壓固定仿真模型和鉚壓后軸向加載模型，見圖9。在鉚壓模型中，固定基座和外圈的下端面，用模具鉚壓軸承外圈上端面。在軸向加載模型中，采用加載套在軸承外圈端面施加軸向載荷，直至將軸承推出，通過軸向推出力檢驗(yàn)鉚壓固定性能。2個模型中的外圈材料均設(shè)置為彈塑性模型，外圈與座孔的接觸均設(shè)置為有限滑移接觸，法向?yàn)橛步佑|，切向摩擦因數(shù)為0.15。

鉚壓固定和軸向加載仿真結(jié)果見圖10。鉚壓時，鉚壓工具擠壓外圈端溝槽，外側(cè)材料向外彎曲塑性變形，與安裝基座貼合良好。在鉚壓后軸向加載仿真中，隨著軸向推出力不斷增大，外壓材料逐漸反向變形，軸承開始發(fā)生軸向移動。

提取軸向推出過程所施加的軸向力（見圖10c），最大軸向力為31.2?kN，即該鉚壓結(jié)構(gòu)可承受的最大軸向載荷為31.2?kN，該鉚壓固定性能遠(yuǎn)大于12.0?kN軸向載荷下軸承不被推出的要求。對鉚壓性能進(jìn)行物理試驗(yàn)，軸向推出載荷試驗(yàn)曲線與仿真曲線高度吻合，其中試驗(yàn)曲線最大值為32.0?kN，比仿真值大2.5%，驗(yàn)證仿真的準(zhǔn)確性。

3?壽命計算、仿真與驗(yàn)證

該型號桿端關(guān)節(jié)軸承主要承受交變拉載荷，內(nèi)圈相對桿端體縱向擺動，其壽命包括自潤滑襯墊的磨損壽命和桿端體疲勞斷裂壽命。

由過盈裝配仿真結(jié)果（圖5）可知，在30?kN載荷、內(nèi)圈縱向擺動過程中，桿端體套圈最大應(yīng)力為370.3?MPa，桿端體材料17-4PH疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)[12]見圖11。結(jié)構(gòu)尺寸、鍛造、熱處理以及機(jī)加工等對產(chǎn)品疲勞壽命的影響參考同類型產(chǎn)品，產(chǎn)品使用過程中疲勞薄弱點(diǎn)的應(yīng)力變化為脈動循環(huán)，根據(jù)Goodman平均應(yīng)力修正公式計算可得σ-1=231.4?MPa。結(jié)合桿端體S-N曲線，可得桿端體疲勞壽命為254萬次。

根據(jù)技術(shù)要求，在30?kN徑向載荷下，內(nèi)圈繞外圈軸線擺動幅度為25°，擺動頻率為12?次/min，擺動25?000次時磨損量應(yīng)小于0.110?mm。利用Abaqus中的Umeshmotion二次開發(fā)建立襯墊磨損仿真模型，設(shè)置2個分析步聚：步聚1為施加30?kN拉載荷;步聚2計算磨損量。磨損仿真結(jié)果見圖12。根據(jù)磨損曲線，該型產(chǎn)品在25?000次擺動后磨損量為0.098?mm，小于0.110?mm。實(shí)際產(chǎn)品25?000次擺動磨損試驗(yàn)平均磨損量為0.083?mm，也小于0.110?mm，驗(yàn)證仿真的準(zhǔn)確性。

4?結(jié)?論

對某型號桿端關(guān)節(jié)軸承進(jìn)行結(jié)構(gòu)仿真、工藝仿真和壽命計算，得到以下結(jié)論。

（1）對產(chǎn)品進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計和動態(tài)仿真分析，內(nèi)圈縱向擺動時，桿端體最大應(yīng)力為370.3?MPa，相比靜載荷應(yīng)力增大15.7%。

（2）對關(guān)節(jié)軸承與桿端體的不同過盈量進(jìn)行仿真分析，獲得過盈量對啟動力矩和桿端體應(yīng)力的影響曲線。根據(jù)產(chǎn)品要求，確定最大過盈量為0.025?mm。

（3）對關(guān)節(jié)軸承外圈擠壓-車削成型進(jìn)行仿真，對外圈坯料和擠壓模具結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，使得內(nèi)、外圈密合度滿足要求。經(jīng)工業(yè)CT檢測，仿真結(jié)果與實(shí)際結(jié)果吻合。

（4）對軸承鉚壓固定和軸向推出過程進(jìn)行仿真分析，最大軸向承載力為31.2?kN，滿足產(chǎn)品軸向極限承載12?kN的要求。試驗(yàn)軸向力為32.0?kN，驗(yàn)證仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

（5）對產(chǎn)品疲勞壽命進(jìn)行計算，30?kN脈動拉載荷下軸承疲勞壽命約為254萬次。對襯墊磨損壽命進(jìn)行仿真分析，25?000次擺動仿真磨損量為0.095?mm，試驗(yàn)?zāi)p量為0.083?mm，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合，且均滿足產(chǎn)品性能要求。

參考文獻(xiàn)：

[1]?蘇高峰，?薄玉成，?孔靜靜，?等.?桿端向心關(guān)節(jié)軸承動應(yīng)力下疲勞壽命分析研究[J].?機(jī)械設(shè)計，?2013，?30（3）：89-92.

[2]?李旭平，?藍(lán)國水.?新型高速桿端關(guān)節(jié)軸承的壽命設(shè)計與試驗(yàn)研究[J].?麗水學(xué)院學(xué)報，?2011，?33（5）：49-51.?DOI：10.3969/j.issn.1008-6749.2011.05.013.

[3]?袁兆靜，?劉紅宇，?邵玉佳，?等.?桿端關(guān)節(jié)軸承桿端體的疲勞斷裂機(jī)制[J].?機(jī)械工程材料，?2018，?42（12）：13-17.?DOI：10.11973/jxgccl

201812003.

[4]?曾坤，?張韶佳，?陳昕，?等.?桿端關(guān)節(jié)軸承失效分析[J].?失效分析與預(yù)防，?2018，?13（5）：318-323.?DOI：10.3969/j.issn.1673-6214.2018.05.010.

[5]?艾劍波，?黃文俊，?李滿福，?等.?直11型機(jī)尾槳變距拉桿故障分析與處理[J].?直升機(jī)技術(shù)，?2009（3）：68-71.?DOI：10.3969/j.issn.1673-1220.2009.03.014.

[6]?霍亞軍.?向心關(guān)節(jié)軸承摩擦磨損性能仿真及試驗(yàn)分析[D].?上海：上海交通大學(xué)，?2015.

[7]?陳清偉.?基于Abaqus的關(guān)節(jié)軸承冷擠壓仿真參數(shù)優(yōu)化[J].?軸承，?2017（10）：25-27.?DOI：10.19533/j.issn1000-3762.2017.10.007.

[8]?牛榮軍，?張建虎，?戴明鐘，?等.?自潤滑桿端關(guān)節(jié)軸承壓裝對啟動摩擦力矩的影響分析[J].?軸承，?2019（4）：47-51.?DOI：10.19533/j.issn1000-3762.2019.04.012.

[9]?王啟瑞.?基于Abaqus的GE17自潤滑關(guān)節(jié)軸承結(jié)構(gòu)分析與改進(jìn)[J].?計算機(jī)輔助工程，?2017，?26（4）：51-56.?DOI：10.13340/j.cae.2017.04.009.

[10]?王啟瑞.?基于有限元的桿端關(guān)節(jié)軸承結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].?計算機(jī)輔助工程，?2020，?29（3）：69-73.?DOI：10.13340/j.cae.2020.03.013.

[11]?胡忠會，?劉國光.?關(guān)節(jié)軸承的安裝與固定[J].?航空標(biāo)準(zhǔn)化與質(zhì)量，?2013（2）：45-48.

[12]?霍金東，?由小川.?基于能量法的17-4PH鋼材疲勞特性研究[C]//?北京力學(xué)會第21屆學(xué)術(shù)年會暨北京振動工程學(xué)會第22屆學(xué)術(shù)年會.?北京：北京力學(xué)會，?2015.

（編輯?武曉英）