基于Abaqus的GE17自润滑关节轴承结构分析与改进

王启瑞

摘要：针对在GE17自润滑关节轴承轴向静载试验中，轴承内圈轴向位移大于许用值的问题，应用Abaqus建立GE17轴向静力加载模型进行分析，结果表明轴承外圈端面的安装沟槽削弱轴承的轴向刚度。改进GE17轴承结构，减小轴承球径尺寸，增加沟槽内挡边厚度，提高其抗挤压变形能力。试验结果表明，改进后结构在额定载荷下的轴向位移减小10.7%，从而验证仿真结果的准确性和结构改进的有效性，为同类型轴承设计提供参考。

关键词：自润滑关节轴承；轴向静力分析；轴向刚度；安装沟槽；结构改进；Abaqus

中图分类号：TH133.33 文献标志码：B

0引言

自润滑关节轴承是一种特殊的关节轴承，在关节轴承外圈内球面有一层自润滑材料，与内圈外球面形成摩擦副，工作过程中无须添加润滑剂，具有结构简单、耐冲击、耐腐蚀等优点，广泛应用于航空航天、工程机械等领域。自润滑关节轴承结构见图1，由轴承外圈、内圈及自润滑衬垫组成。

关节轴承在载荷作用下的强度、刚度性能是产品性能考核的重要内容。在GE17自润滑关节轴承轴向刚度试验中，在額定轴向载荷作用下，部分产品内圈轴向位移大于许用位移，不满足产品轴向刚度要求。关节轴承的结构尺寸对其强度、刚度和寿命有重要影响。本文对其结构尺寸进行优化设计，改善应力分布、增强结构刚度，提高产品使用性能。

利用解析方法对自润滑关节轴承进行结构分析和优化设计有一定困难：一方面，自润滑关节轴承的相对滑动区域为球面，实际接触区域受轴承尺寸、载荷大小等影响，无法用统一的解析公式进行计算；另一方面，自润滑衬垫材料为非线性弹塑性材料，其承载能力受载荷大小、总变形量等因素影响，进一步增加解析计算难度。

利用有限元软件可以快速求解关节轴承在载荷作用下，应力、应变和位移的分布情况，更直观地判断结构是否发生破坏以及破坏位置。目前，国内外在关节轴承有限元结构分析方面进行大量的研究。KIM等采用Abaqus对自润滑向心关节轴承与芯轴轴承座问的配合关系进行分析，得到不同配合关系下内外圈变形曲线；曾庆良等对自润滑关节轴承的接触应力进行分析，推导接触应力计算公式并用有限元进行验证。魏立保等利用ANSYS计算关节轴承在额定静载荷下，内外圈相对偏斜对应力场分布的关系曲线，并确定轴承出现峰值应力时的倾斜角。王弘慧等分析关节轴承在不同径向载荷时轴向载荷的变化情况及其对应力的影响，得到与最大应力对应的轴向极限载荷。这些研究主要集中在对常规关节轴承结构的轴向、径向受载分析上，缺少针对带端面沟槽的自润滑关节轴承的轴向结构研究。

本文应用Abaqus建立GE17自润滑关节轴承仿真模型，对GE17轴承进行轴向静载分析，发现结构薄弱环节，分析内圈轴向位移超出许用值的原因，据此进一步对轴承结构进行优化，改善结构薄弱环节，提高轴承轴向承载能力，有效减小内圈轴向位移，使其满足试验要求。本文分析方法为同类型关节轴承结构设计、分析及优化提供参考依据。

1有限元分析模型

GE17自润滑关节轴承外圈两端面带有安装沟槽，用于轴承安装固定。轴承内圈内径、外圈外径以及内外圈宽度尺寸为轴承的装配尺寸，与轴承的安装固定相关。轴承球径尺寸为设计尺寸，由设计人员根据客户需求和性能要求进行确定。

根据GE17轴向加载试验工况，建立GE17轴向静载仿真模型，包括自润滑关节轴承模型和试验加载工装模型。轴向加载工装包括轴承座、基座和加载块。根据轴向加载的对称性，建立1/2模型后在对称面施加对称约束。

为使仿真模型与实际加载模型一致，仿真模型中工装零件均为柔性体，加载工装和力学性能见表1。轴承衬垫选择PTFE，为非线性弹塑性材料。

根据实际接触情况，在仿真模型中分别建立接触对，包括轴承座-基座、轴承座-外圈外表面、基座-外圈下端面、内圈上端面-加载块端面、内圈内表面-加载块圆柱面、内圈外球面-PTFE衬垫内表面。接触对摩擦模型选用罚函数模型，允许接触表面存在弹性滑移。罚函数模型中设置钢对钢摩擦因数为0.15，设置内圈球面与PTFE摩擦因数为0.08。

C3D8R单元为六面体线性缩减积分单元，计算效率较高，因此仿真模型中各个零部件全部使用C3D8R单元进行网格划分。为进一步提高接触区域计算精度，采用分割法将接触区域从总体零件中分割出来，用于网格细化。网格划分结果见图2。

根据试验加载历程，仿真模型中分3个载荷步加载，见图3。图中横坐标为加载时间，纵坐标为施加载荷与额定载荷的比值。横坐标从0到1为第一载荷步，载荷加载到0.05倍额定载荷，目的是消除零件间的装配间隙，建立稳定的接触关系；横坐标从1到2为第二载荷步，载荷增加到额定载荷，分析轴承在额定轴向载荷作用下的应力、应变及位移结果；横坐标从2到3为第三载荷步，加载到1.5倍额定载荷，即极限载荷，分析轴承在极限轴向载荷作用下的应力、应变及位移情况。

2计算结果与分析

根据上述模型，利用Abaqus计算获得GE17关节轴承应力、应变、位移等计算结果，见图4。根据应力分布结果和各零部件接触情况判断模型正确性；查看最大等效应力值及其位置，判断零部件是否屈服、断裂以及结构强度薄弱位置；根据等效塑性应变分布结果，查看塑性变形区域，判断结构刚度薄弱位置。

由图4可知，3个载荷步中，外圈下端面沟槽底部等效应力最大。轴承轴向载荷受力分析见图5，分析可知：轴向载荷施加在内圈上端面，沿内圈向下传递后通过内外圈球面副向外传递到外圈下端面；外圈内球面上，离下端面越近，承受的轴向载荷越大；外圈内球面在承载轴向载荷的同时还需要承受向外的径向载荷，因而下端面沟槽内挡边被向外挤压，沟槽有被压窄趋势，造成沟槽底部应力最大。

图4c）为极限载荷加载下的应力分布，外圈下端面沟槽内挡边根部为高应力区。图4d）为极限载荷加载下轴承外圈的等效塑性应变分布，下端面沟槽底部等效塑性应变最大为0.681%，而且在沟槽根部对应的内球面上也出现较大面积的塑性应变。上述分析表明，在内圈的挤压下，沟槽内挡边有较大的塑性变形，为刚度薄弱位置。endprint

由上述分析可知，GE17自润滑关节轴承轴向刚度不足是因为沟槽内挡边刚度太小，在内圈的挤压下发生较大变形。

3结构改进设计

在不改变轴承装配尺寸、沟槽位置和形状尺寸的条件下，对该型号轴承进行结构改进。通过减小轴承球径尺寸、增加沟槽内挡边厚度，提高其抗挤压变形能力。不断调整轴承球径尺寸，对比仿真结果，最终确定较为合理球径尺寸。最终方案的有限元计算结果见图6。

图6所示各载荷步的应力分布趋势与图4相同，即外圈下端面沟槽底部及沟槽内侧挡边为高应力区。减小GE17球径尺寸后，轴向加载历程中各载荷步的最大等效应力均小于结构优化前的结果，见图7。

第一载荷步加载后，下端面沟槽底部最大等效应力由53.25 MPa下降到50.00 MPa，应力值降低6%，此时载荷较小，优化后的结构优势还不明显。

第二载荷步加载后，下端面沟槽底部最大等效应力由789.10 MPa下降到613.20 MPa，应力值降低22.3%，优化后的最大等效应力明显降低。

第三载荷步加载后，下端面沟槽底部最大等效应力由799.70 MPa下降到794.80 MPa，应力值降低4.90 MPa。优化后的最大等效应力无明显降低，这是因为在极限轴向载荷下，2种结构的最大等效应力均达到材料屈服阶段，屈服阶段的应力一应变曲线变缓，所以应力值差别不大，但优化后的高应力区明显减小。

第三载荷步加载后，下端沟槽底部的等效塑性应变由0.681%减小到0.174%，降幅74.4%，而且外圈内球面上的等效塑性应变完全消失。优化后外圈等效塑性应变改善明显。

外圈结构改进前、后各载荷步所对应的内圈最大位移曲线见图8。在0.05倍额定载荷作用下，结构改进后的内圈最大位移由0.011 84 mm减小到0.011 71 mm，由于此時载荷较小，位移差别不大；在额定载荷作用下，结构改进后的内圈最大位移由0.293 4 mm减小到0.260 2 mm，减小11.3%；在极限载荷作用下，结构改进后内圈最大位移由0.405 7mm减小到0.3457 mm，减小15%，位移减小明显。极限载荷作用下内圈轴向位移云图见图9。

4试验验证

根据改进后的结构尺寸进行生产并试验，试验装配见图10。在额定轴向载荷作用下，结构改进前、后的试验结果见图11。

结构改进前，6个试样在额定载荷下的轴向位移平均值为0.431 mm；结构改进后，6个试样在额定载荷下的轴向位移平均值为0.385mm，较改进前减小10.7%，与仿真计算结果11.3%十分接近，验证本文所建立的GE17有限元仿真计算模型是可行、可靠的。由于衬垫的材料属性、装配间隙及测量位置等差异，导致仿真数值与试验数值还存在一定差异。

5结束语

利用Abaqus对GE17自润滑关节轴承进行加载仿真计算。根据分析，其轴向承载能力不足是因为外圈端面沟槽削弱外圈端部刚度，所以在内圈挤压下沟槽内挡边发生较大变形，导致内圈轴向位移超出允许范围。减小轴承球径尺寸，增加沟槽内挡边厚度，在额定载荷作用下，内圈轴向位移减小11.3%。对GE17进行轴向静载试验，在额定载荷作用下，结构改进后轴向位移减小10.7%，验证本文有限元模型的可行性和可靠性，对同类型自润滑关节结构分析与优化具有重要借鉴意义。endprint