魏立保，牛榮軍，楊海生，鄧四二

(1.中國直升機(jī)設(shè)計研究所，江西 景德鎮(zhèn) 333001；2.河南科技大學(xué)，河南 洛陽 471003)

應(yīng)用于航空領(lǐng)域的自潤滑關(guān)節(jié)軸承，其穩(wěn)定性、可靠性和使用壽命直接影響到主機(jī)的性能。對關(guān)節(jié)軸承進(jìn)行性能分析首先要獲得其應(yīng)力場分布，而關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈間為球面接觸，到目前為止，利用解析方法求解其應(yīng)力仍有一定困難，常采用平均應(yīng)力計算，這與實際情況有較大誤差。然而，隨著計算機(jī)數(shù)值模擬技術(shù)和有限元方法的發(fā)展，國內(nèi)、外逐步展開利用非線性有限元法對關(guān)節(jié)軸承進(jìn)行力學(xué)和摩擦學(xué)性能研究。文獻(xiàn)[1]利用ABAQUS商業(yè)軟件對自潤滑關(guān)節(jié)軸承的配合關(guān)系進(jìn)行分析，給出不同配合關(guān)系下的內(nèi)、外圈變形曲線。文獻(xiàn)[2]采用ANSYS分析計算大型推力關(guān)節(jié)軸承在軸向、徑向和聯(lián)合載荷下的應(yīng)力分布和壓力與變形關(guān)系，基于分析結(jié)果對關(guān)節(jié)軸承的配合結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計；文獻(xiàn)[3]采用ABAQUS對向心關(guān)節(jié)軸承在極限徑向載荷工況下的三維應(yīng)力場進(jìn)行計算；文獻(xiàn)[4]利用ANSYS對向心關(guān)節(jié)軸承的球徑結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化選擇以改善磨損性能；文獻(xiàn)[5]應(yīng)用ANSYS對復(fù)合材料端面軸承在不同載荷、轉(zhuǎn)速和表層材料厚度工況下的溫度場進(jìn)行模擬分析。利用現(xiàn)代數(shù)值模擬技術(shù)可以方便地求解出關(guān)節(jié)軸承在各種結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況下的應(yīng)力分布、溫升變化等性能參數(shù)，可以直觀分析關(guān)節(jié)軸承的危險部位，從而判斷軸承材料是否發(fā)生破壞及其具體位置。通過關(guān)節(jié)軸承性能數(shù)值模擬分析不僅可以將產(chǎn)品的安全隱患消除在設(shè)計階段，而且可以縮短產(chǎn)品的設(shè)計周期，能夠在保證設(shè)計要求的前提下提高產(chǎn)品的設(shè)計水平。

下面采用有限元軟件ANSYS對向心關(guān)節(jié)軸承在內(nèi)、外圈相對偏斜工況下進(jìn)行應(yīng)力場分析，考察不同偏斜角下關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈間的應(yīng)力場分布和最大應(yīng)力位置。

1 三維結(jié)構(gòu)模型

由于向心自潤滑關(guān)節(jié)軸承主要承受徑向載荷，根據(jù)其結(jié)構(gòu)的對稱性，取一半進(jìn)行有限元建模分析，可減少計算工作量，節(jié)約計算時間。 分析時心軸兩端固定，軸承座上端面為加載面。其配合關(guān)系如圖1所示。為了提高分析準(zhǔn)確度，采用ANSYS有限元軟件的Solid92單元對上述三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，內(nèi)圈內(nèi)徑表面、內(nèi)圈配合面和外圈外徑表面采用Conta174單元，心軸外表面、外圈配合面和軸承座外表面采用Targe170單元，從而建立三個接觸對。徑向極限靜載荷以面載荷形式施加在軸承座上端面。

圖1 裝配結(jié)構(gòu)示意圖

2 徑向極限靜載荷下應(yīng)力場分析

根據(jù)文獻(xiàn)[1,3]，為了簡化模型和減少計算時間，一般將心軸和軸承座視為剛性體進(jìn)行分析，這與實際工況不符。為了說明不同心軸和軸承座材料屬性對關(guān)節(jié)軸承應(yīng)力場分布的影響，采用上述結(jié)構(gòu)模型對心軸和軸承座分別設(shè)為剛性體和柔性體進(jìn)行比較分析，其應(yīng)力場分布如圖2所示。

圖2 不同心軸和軸承座材料屬性下關(guān)節(jié)軸承的應(yīng)力場分布

由應(yīng)力分布結(jié)果可以看出，若將心軸和軸承座視為剛性體，最大應(yīng)力位于關(guān)節(jié)軸承外圈接觸面的中間位置，然后向兩端逐步減小，比較符合余弦應(yīng)力場分布的理論；將心軸和軸承座作為柔性體，這時要考慮心軸和軸承座的彈性變形，可以看到由于心軸兩端固定使內(nèi)圈的變形在靠近心軸兩端處區(qū)域受到限制而產(chǎn)生較高應(yīng)力，中間位置則應(yīng)力值較小。由于內(nèi)圈應(yīng)力場分布的變化使得外圈的應(yīng)力場分布受到影響，可以看到應(yīng)力沿著外圈接觸面分布較均勻，明顯不同于余弦分布的理論假設(shè)。為了更真實地模擬實際工況，應(yīng)將心軸和軸承座均視為柔性體進(jìn)行分析。

3 偏斜工況下應(yīng)力場分析

通常向心關(guān)節(jié)軸承在徑向載荷下繞著軸線進(jìn)行擺動，但對于一些特殊工況，向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈間可能發(fā)生偏斜。在極限靜載荷工況下，內(nèi)、外圈相對偏斜將對關(guān)節(jié)軸承的應(yīng)力場分布產(chǎn)生影響。為避免有限元模型分析中產(chǎn)生應(yīng)力集中，分析中添加關(guān)節(jié)軸承內(nèi)、外圈端面倒角，考慮過渡角后的結(jié)構(gòu)模型如圖3所示。所分析的關(guān)節(jié)軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為：內(nèi)圈尺寸Φ50 mm×35 mm(內(nèi)徑×寬度)，外圈尺寸Φ75 mm×30 mm(外徑×寬度)，關(guān)節(jié)軸承材料參數(shù)見表1。

圖3 考慮過渡角后的結(jié)構(gòu)

表1 自潤滑向心關(guān)節(jié)軸承材料主要參數(shù)

在極限靜載荷776 kN下，考察外圈偏斜角在0～3°范圍內(nèi)對關(guān)節(jié)軸承應(yīng)力場分布的影響。關(guān)節(jié)軸承應(yīng)力場分布如圖4，圖5所示。

圖4 偏斜角為2°時整體分析結(jié)果

圖5 內(nèi)、外圈應(yīng)力場分布及局部應(yīng)力集中現(xiàn)象

從圖中可以看出，在2°偏斜角下整體應(yīng)力場分布明顯不同于無偏斜工況下的應(yīng)力場分布。偏斜角的存在使得在極限靜載荷下，內(nèi)、外圈的接觸位置和作用力大小發(fā)生變化，由于受力不再是沿著中間位置對稱分布，而使得在偏斜方向承受更大的接觸力，而在另一側(cè)則接觸力相對減小。由于受力的不對稱而在內(nèi)、外圈的兩端接觸處出現(xiàn)明顯應(yīng)力集中現(xiàn)象，其應(yīng)力值明顯高于無偏斜工況下的最大應(yīng)力值。

圖6和圖7分別給出不同偏斜角度下外圈剖面弧長處的等效應(yīng)力和最大等效應(yīng)力值曲線?？梢钥闯鲈谄惫r下，外圈邊緣部位會產(chǎn)生明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，在0～1.5°范圍內(nèi)隨著偏斜角的增大，邊緣的應(yīng)力集中也呈增大趨勢，與無偏斜情況相比增加200 MPa左右；而在1.5°～3.0°范圍內(nèi)隨著偏斜角的增大，邊緣處的應(yīng)力集中則呈下降趨勢，其中極限角3°時的應(yīng)力值與峰值應(yīng)力相比下降大約50 MPa。

圖6 不同偏斜角外圈接觸弧長應(yīng)力分布曲線

圖7 不同偏斜角外圈最大應(yīng)力曲線

4 結(jié)束語

對關(guān)節(jié)軸承在內(nèi)、外圈相對偏斜工況下進(jìn)行了應(yīng)力場分析，結(jié)果表明，內(nèi)、外圈的相對偏斜造成受力的不對稱性，從而使內(nèi)、外圈接觸面端部出現(xiàn)明顯應(yīng)力集中，當(dāng)偏斜角達(dá)到1.5°時，其應(yīng)力值最大。應(yīng)力集中的出現(xiàn)將增大局部的接觸壓力，加劇自潤滑材料的磨損，造成關(guān)節(jié)軸承的過早失效，因此在實際使用中，要合理控制關(guān)節(jié)軸承的偏心，避免發(fā)生過大的應(yīng)力集中現(xiàn)象。