先進核電自潤滑向心關節軸承試驗扭矩傳遞設計

司明明，王文東，王飛，張超

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

1 概述

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

圖1 自潤滑向心關節軸承結構

為了鑒定自潤滑向心關節軸承的服役性能，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節軸承的高溫使用工況。如果內圈和芯軸采用過盈配合，在模擬高溫工況時，由于內圈和芯軸材料的線膨脹系數不同(內圈材料為Cu-Ni-Sn合金，25～350 ℃的線膨脹系數約為16.4×10-6℃-1；芯軸材料為A型軸承鋼，25～350 ℃的線膨脹系數約為13.4×10-6℃-1)，內圈軸孔受熱膨脹量大于芯軸受熱膨脹量，使內圈和芯軸過盈量減小，進而導致內圈與芯軸間的摩擦力減小，內圈與芯軸會產生相對轉動，扭矩無法有效傳遞至內圈。因此需要通過鍵或銷釘連接結構將內圈和芯軸連接裝配，保證模擬高溫工況時扭矩可以順利加載至內圈。

鍵連接或銷釘連接的分布形式、形狀參數均會對自潤滑向心關節軸承內圈的結構剛度、力學性能產生一定影響[6-9]，從而對自潤滑向心關節軸承服役性能的評定產生干擾。國外的一些研究機構和公司都有專門的自潤滑向心關節軸承試驗機，自20世紀90年代以來，國內相繼研制出不同試驗機。燕山大學采用空間并聯機構研制了能實現3個自由度運動，真實模擬向心關節軸承運動及受力情況的試驗設備，能夠實現載荷、速度、溫度和磨損量等相關信息的連續動態測量[6]。但國內外針對向心關節軸承臺架壽命試驗過程中試驗芯軸和內圈間扭矩傳遞方式的研究較少。

鑒于此，現提出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，確定自潤滑向心關節軸承試驗扭矩傳遞的最優方案。

2 結構設計

2.1 平鍵-貫穿式鍵槽連接結構

平鍵連接結構傳遞扭矩時，各零件的受力情況如圖2所示。平鍵連接結構主要失效形式是工作面被壓潰[10]，按工作面上的擠壓應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、內圈三者中許用擠壓應力最小值，其性能參數見表1，理論計算參數見表2。

表1 材料性能參數

表2 平鍵-貫穿式鍵槽計算參數

理論校核計算可得鍵與內圈鍵槽的接觸高度應大于4.77 mm,由于內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。自潤滑向心關節軸承內圈(圖3)采用垂直于內圈軸線的自潤滑材料鑲嵌孔，其距離內圈軸孔邊緣最小為5.8 mm，開取鍵槽需要避免破壞鑲嵌孔。結合理論計算的鍵槽深度，選取鍵槽深度為5 mm。

圖3 內圈結構

建立圓頭平鍵-貫穿式鍵槽的自潤滑向心關節軸承模型，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-內圈邊緣銷孔連接結構

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

銷釘的剪切應力校核公式為[13]

(2)

式中：da為銷釘直徑；Z為銷釘數量；τp為銷釘許用剪切應力。

銷釘-銷孔計算參數見表3。

表3 銷釘-銷孔計算參數

查閱GB/T 119.2—2000 《圓柱銷 淬硬鋼和馬氏體不銹鋼》，經過計算，銷釘直徑取6 mm，銷釘長度取15 mm，銷釘-內圈邊緣銷孔模型剖面圖如圖6所示。在內圈邊緣部分挖取銷釘槽，單邊挖取8個銷釘槽，槽與槽沿內圈周向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建立自潤滑向心關節軸承的模型，導入ANSYS軟件中，對2種扭矩傳遞方案進行結構靜力學分析，仿真時忽略實際臺架試驗中工裝、裝配誤差及加載系統誤差等因素的影響，視為理想試驗狀態。采用四面體網格劃分模型，對關鍵區域進行網格細化。

根據民用核電系統的設計要求，在試驗模型加載塊上施加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節軸承內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，對兩側支承塊進行全位移約束B(圖7)。

圖7 約束示意圖

3.2 結果與分析

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

圖8 無扭矩傳遞連接結構時內圈球面仿真云圖

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

2種方案和無扭矩傳遞連接結構的內圈外球面上各節點處的整體位移和應變的標準差見表4。由表可知，相對于無扭矩傳遞連接結構的方案，方案1各節點處的應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下仿真結果表明，方案1對保持內圈剛性的效果好于方案2。

表4 內圈外球面整體位移和應變的標準差

3.3 連接結構處受力比較

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

圖10 扭矩傳遞結構接觸面應力

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

結構靜力學仿真反映了加載條件下某一時刻結構的整體受力情況[13]，因此結合圖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力過大的可能。

圖11 扭矩傳遞連接結構接觸面最大應力和材料的屈服強度

由于實際加載過程中采用交變扭矩，鍵或銷釘以及內圈和芯軸可能出現疲勞失效，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倍載荷的區域可視為無限壽命區，高于1.00倍載荷的區域疲勞敏感性較低；方案2在0.58倍載荷下銷釘的疲勞敏感性開始降低，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，系統默認該應力條件下處于無限壽命區；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，系統默認該應力條件下處于無限壽命區。

圖12 扭矩傳遞連接結構的疲勞敏感性曲線

綜上可知，在相同載荷下，鍵和銷釘的理論壽命相同，但隨著應力加載比率的增大，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 優化設計

根據前文可知，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，同時相應改變銷孔直徑，其余仿真參數不變,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，試驗機主要結構如圖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節軸承內圈涂抹潤滑脂，減小啟動階段的摩擦力。向心關節軸承首先在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，將烘干后的向心關節軸承置于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下試驗前后向心關節軸承形貌

方案1下試驗前后的自潤滑向心關節軸承對比如圖15所示。由圖可知，試驗后向心關節軸承內圈完整無裂紋，部分自潤滑鑲嵌材料出現了輕微磨損，同時內圈球面出現了摩擦磨損轉移膜(圖15b)；內圈鍵槽完整，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節軸承情況對比

4.3 方案2下試驗前后向心關節軸承形貌

方案2下試驗前后向心關節軸承對比如圖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。試驗后向心關節軸承整體情況完好，部分銷釘孔出現了塑性變形(圖16c)；內圈雖整體結構完整，但自潤滑材料出現了輕微磨損，內圈球面磨損犁溝較明顯，且主要集中在內圈受力最大的上半部中心位置，此外內圈存在部分微裂紋(圖16d)。

圖16 方案2臺架試驗前后向心關節軸承情況對比

斷裂銷孔的宏觀形貌如圖17a所示,將斷口區域整體切割取樣，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，裂紋和斷裂均出現在內圈邊緣，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裂紋，隨著扭矩和載荷循環加載，裂紋擴展,C1和C2斷面平臺處存在少量的貝殼線[15-16];銷孔的邊緣區域有明顯的疲勞源(圖17b);斷裂面上有連續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 結論

1)平鍵-貫穿式鍵槽連接結構能夠更好地保持自潤滑向心關節軸承的結構剛性，同時將試驗扭矩通過鍵-鍵槽連接有效地傳遞給內圈。

2)銷釘-內圈邊緣銷孔連接結構降低了自潤滑向心關節軸承的結構剛性，使銷孔在臺架壽命試驗中出現疲勞斷裂，導致試驗失敗。

3)銷釘直徑的優化對提升扭矩傳遞性能不明顯。