基于Workbench的自潤滑關節軸承失效分析及優化設計

段宏瑜，劉紅宇，朱淋淋

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

關節軸承主要由外球面內圈和內球面外圈組成，能夠承受較大的徑向載荷和軸向載荷。因為關節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、滑動面襯里等，因此具有承載大、抗沖擊、抗腐蝕、耐磨損、自調心和潤滑好等特點[1]。自潤滑關節軸承無需添加潤滑劑，使用過程中免維護，特別適宜安裝在位置受限制、工作中無法添加潤滑劑或防止潤滑污物污染的環境，現已廣泛應用于航空航天、工程機械及軍工機械等領域[2]。

自潤滑關節軸承的力學性能受到了廣泛的關注，現針對YSG507R10TL型自潤滑關節軸承在徑向極限靜載荷試驗中出現擠壓裂紋的現象展開研究。

1 自潤滑關節軸承徑向極限靜載荷性能試驗

YSG507R10TL型自潤滑關節軸承由內圈、外圈及附于外圈內表面的襯墊組成，外圈選用0Cr17Ni4Cu4Nb材料，內圈選用G95Cr18材料，襯墊為聚四氟乙烯(PTFE)復合材料。依據GJB 5502—2005《低速擺動自潤滑向心關節軸承規范》試驗芯軸硬度不小于50 HRC的要求，芯軸選擇與內圈相同的材料。

軸承安裝在30 t試驗機上，在室溫環境下進行徑向極限靜載荷試驗，方法如圖1所示，圖中，G為外圈寬度；C為內圈寬度；S為試驗座支承寬度，S>G。先對軸承施加4%～6%徑向極限靜載荷(157.65 kN)的預載值(約6.3 kN)，恒壓3 min后，將測量儀表的載荷數值調“零”，移除預載荷，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，檢查軸承是否發生破壞。

1—加載套；2—外圈；3—內圈；4—芯軸；5—試驗座；6—測量儀表

YSG507R10TL型自潤滑關節軸承徑向極限靜載荷試驗結果如圖2所示。由圖可知，內圈端面出現明顯的裂紋，軸承發生失效。經測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結果

2 自潤滑關節軸承的全參數化模型

YSG507R10TL型自潤滑關節軸承外圈左右端面開有翻邊油槽，內圈左右兩端面有凸臺結構。該軸承主要結構尺寸(圖3a)有：內圈球徑(A)、內圈寬度(C)、軸孔直徑(B)、外圈外徑(H)、外圈內徑(F)、外圈寬度(G)。主要特征尺寸有：油槽尺寸(I，J，K，L，M)、凸臺尺寸(E，D)、襯墊厚度(T)、倒角尺寸(P，N)等。以軸承各項尺寸參數為變量，通過UG參數化建模功能建立全參數幾何模型如圖3b所示。

(a)模型參數

3 基于Workbench的徑向極限靜載荷計算

3.1 有限元模型

通過Workbench與三維建模軟件的數據接口，將全參數模型導入Workbench，依照表1分別對軸承內圈、外圈、襯墊及芯軸進行材料屬性的配置[3]。為提高有限元分析質量，對幾何模型進行簡化處理，簡化除內圈內表面倒角以外的所有倒角，并保留翻邊油槽。為了真實反應PTFE各向異性的屬性，采用20節點的Solid186六面體單元對模型進行網格劃分，網格大小為0.8 mm，節點數為197 457，單元數為56 874，有限元模型如圖4所示。

表1 自潤滑關節軸承材料屬性

圖4 有限元模型

3.2 載荷及邊界條件

根據試驗情況，芯軸與內圈為鋼-鋼接觸，因此芯軸與內圈為摩擦因數0.15的摩擦接觸；通過襯墊的摩擦磨損試驗，測定PTFE襯墊對鋼的摩擦因數約為0.11，因此襯墊與內圈的接觸設置為摩擦因數0.11的摩擦接觸；襯墊粘接在外圈內側，二者之間沒有相對運動，因此設置為綁定接觸。同時，為了減少襯墊與內圈的滲透，將接觸剛度設置為1，并采用增強Lagrange算法對該摩擦接觸進行分析[4]。

在外圈外表面施加157.65 kN的徑向載荷；受試驗座的限制作用，芯軸兩端位移全約束；內圈端面不能軸向移動，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，芯軸與試驗座接觸部位限制芯軸的6自由度運動；

B——Displacement，位移約束，限制內圈的軸向運動；

C——Bearing Load，外圈外表面施加157.65 kN的徑向載荷，方向為z軸方向。

3.3 計算結果分析

通過使用Workbench軟件的靜力學分析模塊，對上述有限元模型進行求解。在徑向載荷的作用下，軸承各零件均發生不同程度的變形和應力集中，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，軸承最大變形發生在外圈翻邊油槽處；與芯軸鋼-鋼接觸的內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生變形；襯墊受內外圈變形的作用，在與內圈相同位置發生最大變形。

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

(a)軸承的等效應力

表2 有限元計算結果

4 自潤滑關節軸承的結構優化設計

由以上分析結果可以看出，YSG507R10TL型自潤滑關節軸承產生裂紋的主要原因是內圈斜倒角處發生較大的應力集中。基于此，提出以內圈倒角為設計變量，以內圈最大應力小于屈服極限為目標函數的優化設計方案。通過Workbench/Design Explorer優化設計模塊，將內圈斜倒角優化為圓倒角，并以倒角半徑r=0.5 mm為基礎設計點，以0.15 mm為步長增加設計點，r分別取0.50，0.65，0.80，0.95，1.10 mm。優化方案計算結果見表3，仿真結果如圖8所示。

表3 優化設計結果

(a)內圈等效應力

由圖表可知，圓倒角能夠明顯降低內圈的等效應力；當倒角半徑為0.80 mm時，等效應力值最小，此時內圈最大等效應力小于初始方案，內圈最大變形小于規范要求(0.25 mm)，因此將內圈斜倒角改為半徑為0.80 mm圓倒角為最佳方案。

5 結束語

經有限元仿真分析確定，YSG507R10TL自潤滑關節軸承內圈端面出現裂紋的主要原因為內圈斜倒角處的等效應力超過材料屈服強度。對軸承進行優化設計后經計算可知，圓倒角能夠明顯降低等效應力、減小軸承變形，并且當倒角半徑為0.8 mm時等效應力最小，即最優設計方案，此優化設計方法同樣適用于其他自潤滑關節軸承。