魏立保，牛榮軍，楊海生，鄧四二

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

應用于航空領域的自潤滑關節(jié)軸承，其穩(wěn)定性、可靠性和使用壽命直接影響到主機的性能。對關節(jié)軸承進行性能分析首先要獲得其應力場分布，而關節(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力仍有一定困難，常采用平均應力計算，這與實際情況有較大誤差。然而，隨著計算機數(shù)值模擬技術和有限元方法的發(fā)展，國內(nèi)、外逐步展開利用非線性有限元法對關節(jié)軸承進行力學和摩擦學性能研究。文獻[1]利用ABAQUS商業(yè)軟件對自潤滑關節(jié)軸承的配合關系進行分析，給出不同配合關系下的內(nèi)、外圈變形曲線。文獻[2]采用ANSYS分析計算大型推力關節(jié)軸承在軸向、徑向和聯(lián)合載荷下的應力分布和壓力與變形關系，基于分析結果對關節(jié)軸承的配合結構進行優(yōu)化設計；文獻[3]采用ABAQUS對向心關節(jié)軸承在極限徑向載荷工況下的三維應力場進行計算；文獻[4]利用ANSYS對向心關節(jié)軸承的球徑結構進行優(yōu)化選擇以改善磨損性能；文獻[5]應用ANSYS對復合材料端面軸承在不同載荷、轉速和表層材料厚度工況下的溫度場進行模擬分析。利用現(xiàn)代數(shù)值模擬技術可以方便地求解出關節(jié)軸承在各種結構參數(shù)和工況下的應力分布、溫升變化等性能參數(shù)，可以直觀分析關節(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計階段，而且可以縮短產(chǎn)品的設計周期，能夠在保證設計要求的前提下提高產(chǎn)品的設計水平。

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

1 三維結構模型

由于向心自潤滑關節(jié)軸承主要承受徑向載荷，根據(jù)其結構的對稱性，取一半進行有限元建模分析，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。其配合關系如圖1所示。為了提高分析準確度，采用ANSYS有限元軟件的Solid92單元對上述三維模型進行網(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 裝配結構示意圖

2 徑向極限靜載荷下應力場分析

根據(jù)文獻[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節(jié)軸承應力場分布的影響，采用上述結構模型對心軸和軸承座分別設為剛性體和柔性體進行比較分析，其應力場分布如圖2所示。

圖2 不同心軸和軸承座材料屬性下關節(jié)軸承的應力場分布

由應力分布結果可以看出，若將心軸和軸承座視為剛性體，最大應力位于關節(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)生較高應力，中間位置則應力值較小。由于內(nèi)圈應力場分布的變化使得外圈的應力場分布受到影響，可以看到應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。為了更真實地模擬實際工況，應將心軸和軸承座均視為柔性體進行分析。

3 偏斜工況下應力場分析

通常向心關節(jié)軸承在徑向載荷下繞著軸線進行擺動，但對于一些特殊工況，向心關節(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節(jié)軸承的應力場分布產(chǎn)生影響。為避免有限元模型分析中產(chǎn)生應力集中，分析中添加關節(jié)軸承內(nèi)、外圈端面倒角，考慮過渡角后的結構模型如圖3所示。所分析的關節(jié)軸承主要結構參數(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)，關節(jié)軸承材料參數(shù)見表1。

圖3 考慮過渡角后的結構

表1 自潤滑向心關節(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)對關節(jié)軸承應力場分布的影響。關節(jié)軸承應力場分布如圖4，圖5所示。

圖4 偏斜角為2°時整體分析結果

圖5 內(nèi)、外圈應力場分布及局部應力集中現(xiàn)象

從圖中可以看出，在2°偏斜角下整體應力場分布明顯不同于無偏斜工況下的應力場分布。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)明顯應力集中現(xiàn)象，其應力值明顯高于無偏斜工況下的最大應力值。

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力和最大等效應力值曲線?？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，邊緣處的應力集中則呈下降趨勢，其中極限角3°時的應力值與峰值應力相比下降大約50 MPa。

圖6 不同偏斜角外圈接觸弧長應力分布曲線

圖7 不同偏斜角外圈最大應力曲線

4 結束語

對關節(jié)軸承在內(nèi)、外圈相對偏斜工況下進行了應力場分析，結果表明，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)明顯應力集中，當偏斜角達到1.5°時，其應力值最大。應力集中的出現(xiàn)將增大局部的接觸壓力，加劇自潤滑材料的磨損，造成關節(jié)軸承的過早失效，因此在實際使用中，要合理控制關節(jié)軸承的偏心，避免發(fā)生過大的應力集中現(xiàn)象。