基于產品特征的自潤滑關節軸承滾壓技術研究

鐘秀虹，豆海峰，龍貽偉，馮亮

(航空工業成都飛機工業(集團)有限責任公司，成都 610092)

自潤滑關節軸承是一種無需補充潤滑劑的特殊關節軸承，具有承載能力強，化學性能穩定，摩擦因數小，耐腐蝕性好，安全可靠性高等特點，廣泛應用于航空航天、武器裝備及汽車工業等領域[1]。在飛機的艙門、起落架、方向舵、擾流板等重要部件中，自潤滑關節軸承通常安裝在支座、搖臂和拉桿的端頭，用于傳遞力的作用，因此軸承安裝滾壓技術對飛機的機動性和安全性起著至關重要的作用。

雖然國內外的軸承安裝工藝文件均明確規定了軸承與軸承座的配合關系、工裝類型及工藝尺寸等相關信息，但在實際工程應用中，軸承的安裝收口質量是軸承、工裝、軸承座及工藝尺寸多方面相互影響的結果[2-3]，工藝尺寸設計不合理將導致軸承滾壓收口后轉動及擺動力矩增大甚至出現抱死現象，產品無法交付使用。然而，在實際生產中，軸承工藝尺寸難以改變，工裝的定制、返修周期長，當出現軸承安裝質量問題時，往往只能通過更改軸承座工藝尺寸來滿足軸承安裝收口需求。鑒于實際應用情況，基于ABAQUS建立接觸部位的有限元模型，分析軸承外圈唇邊的形成過程，總結軸承座厚度W及倒角r與軸承工藝尺寸的關聯性，通過優化軸承座工藝尺寸解決軸承收口質量問題。

1 自潤滑關節軸承安裝與收口技術

1.1 自潤滑關節軸承安裝工藝

自潤滑關節軸承安裝方法如圖1所示，首先將軸承座放在支撐座上，然后利用銷軸將軸承與軸承座調整至同心，最后通過壓頭對軸承外圈施加壓力，將軸承緩慢壓入軸承座并保證軸承與軸承座同軸。軸承與軸承座內孔的配合關系將直接影響軸承的安裝性能，安裝后施加適當的預緊力可以提高軸承的性能，改善軸承內部的載荷分布，但過大的預緊力會降低軸承壽命，縮短軸承服役時間[3]，因此，軸承與軸承座內孔采用過渡配合。

1—支撐座；2—軸承座；3—軸承；4—壓頭；5—銷軸

1.2 自潤滑關節軸承滾壓工藝

目前，自潤滑關節軸承常用的收口方式為靜壓收口和滾壓收口。外圈帶安裝槽自潤滑關節軸承的滾壓收口示意圖如圖2a所示：首先，將收口工具安裝到鉆床上并調整好同心度，使滾壓工具的導向桿與軸承同心，不能發生單面摩擦；然后，在滾輪與軸承外圈翻邊槽的接觸工作區域涂抹潤滑脂，啟動鉆床使滾輪輕輕旋壓軸承外圈，保證唇邊與軸承座倒角充分接觸，達到如圖2b所示的結構。

圖2 自潤滑關節軸承滾壓收口示意圖

1.3 自潤滑關節軸承收口質量檢查

1.3.1 變形及表面質量檢查

軸承滾壓收口后，需檢查零件是否有受損、掉漆等表面質量問題，確保翻邊槽無裂紋、刮痕及毛刺，允許有滾輾痕跡。收口后允許軸承唇邊與軸承座之間存在間隙，但其范圍不能超過軸承收口圓周的40%，數值不能超過各機型規定的最大值(通常取0.15 mm)。唇邊間隙m的檢查方法如圖3所示，采用對應厚度的塞尺放入唇邊間隙中，檢查塞尺是否能完全插入，同時需保證塞尺與豎直平面的角度為20°～30°。

圖3 軸承收口后唇邊間隙檢查示意圖

1.3.2 軸承靈活性檢查

軸承滾壓收口后，需對軸承的靈活性進行檢查，即檢測軸承的無載啟動力矩，主要包括轉動力矩和擺動力矩，檢測方法如圖4所示，圖中：Mr為轉動力矩,MR為擺動力矩,F為力,L為力臂,α為允許的最大擺動角度。滾壓收口后軸承的無載啟動力矩有增有減，無明顯規律，但其最小值不能低于軸承標準規范的最小值，最大值不能超過規定范圍上限的2倍。

圖4 轉動力矩和擺動力矩檢測示意圖

1.3.3 軸向位移檢查

軸承滾壓收口后，必須通過載荷試驗檢驗軸承的軸向承載能力，通常是進行軸向位移檢查，即在軸承外圈上施加規定的載荷，檢查軸承是否發生軸向位移并記錄位移量。試驗過程的加載曲線如圖5所示：首先施加5%規定載荷的預載荷并消除系統誤差，記錄軸承位移值W1；然后加載到標準要求值，保持規定時間后卸載到預載荷，記錄此時的位移W2，兩者之間的差值即軸承的軸向位移量。

圖5 軸承軸向位移測量載荷譜

2 經驗公式及理論計算

2.1 經驗公式

外圈帶安裝槽軸承的安裝結構示意圖如圖6所示，主要涉及軸承外圈厚度C、軸承外圈V形槽深度P、軸承座厚度W以及軸承座內孔倒角r。對生產中符合收口質量的軸承及軸承座數據(表1)進行對比分析，發現軸承收口均滿足

C-2P

由于C，P均為固定值，故W及r直接決定著軸承收口的質量。

圖6 外圈帶安裝槽軸承的軸承座尺寸

表1 常用軸承型號的相關數據

2.2 理論計算

為分析W，r與軸承收口質量的關系，將關節軸承的唇邊形成問題簡化為平面應變問題[4-5]，同時假設金屬塑性變形是均勻和不可壓縮的，滾輪與軸承外圈V形槽工作面的接觸力均勻分布，忽略變形材料的彈性行為，則軸承收口前、后翻邊槽的金屬形狀如圖7所示。

圖7 軸承收口前后翻邊槽金屬形狀示意圖

區域①,②的面積S1，S2分別為

(Htan 60°-a)，

式中：a為變形前的唇邊寬度；H為滾輪的進給距離；K為翻邊槽的深度；m為唇邊間隙。

根據假設條件，理想狀態下變形區域①,②的面積相等，唇邊與倒角的接觸長度A為

則

根據軸承安裝固定規范要求，需滿足

通過換算，唇邊間隙m可表示為

故軸承收口后，唇邊間隙m與C-W值的大小及r有密切聯系，在滿足C-2P

3 自潤滑關節軸承滾壓收口有限元模型

為進一步研究軸承座厚度與倒角對軸承收口質量的影響，采用ABAQUS 有限元軟件建立了自潤滑關節軸承有限元模型。

軸承滾壓收口是復雜的動態非線性接觸問題，采用ABAQUS/Explicit能更有效地反映唇邊的形成過程及軸承的收口質量。與3D模型相比，2D模型既能揭示軸承外圈的金屬流動和應力應變分布，又能提高模型的計算效率，減少計算時間。

軸承外圈材料為17-4PH不銹鋼，參照標準ISO 6892-1:“2019 Metallic materials—Tensile testing—Part 1:Method of test at room temperature”進行拉伸試驗所得的應力應變關系如圖8所示。為簡化模型，忽略了自潤滑襯墊的存在，將軸承球體與軸承座均設為彈性體，由于主要研究軸承外圈受滾輪滾壓后的變形情況，將滾輪設定為剛體。

圖8 17-4PH 拉伸應力應變曲線

軸承滾輪收口的2D有限元模型如圖9所示。為節約計算時間，進行單邊數值模擬，將2個滾輪簡化成單個滾輪。在2D模型中有3對接觸面：軸承外圈與軸承球面，軸承外圈與軸承座，V形槽斜面與滾輪，分別將其摩擦因數定義為0.3，0.1，0.1；法向默認為硬接觸，由于接觸面間存在滑動和分離，故定義接觸面屬性時采用“finite sliding”。

圖9 軸承滾輪收口2D有限元模型

軸承滾壓收口仿真過程中設置3個Dynamic/Explicit分析步：滾輪進給分析步、滾輪保壓分析步、滾輪遠離分析步。滾輪進給和遠離的速度均設置為0.2 mm/s，滾輪保壓時間設置為5 s。網格劃分是決定分析精度的重要環節，網格的大小及類型也對計算結果有重要影響，本次單元類型均選用CPE4R單元，特別將軸承外圈關鍵塑性變形位置進行網格細化，非重要部位的網格劃分相對稀疏，從而提高計算效率。

4 唇邊成形及結果分析

4.1 唇邊的形成

解析計算中，唇邊的形成如圖10所示，由圖可知：滾輪沿y軸方向均勻進給，首先與軸承外圈的頂點接觸，隨著載荷的逐漸增大，外圈發生塑性變形，持續施壓的過程中，外圈與軸承座倒角斜面貼合形成唇邊。圖10c中唇邊尾部與軸承座倒角斜面的間隙由金屬變形后的回彈引起[8-10]，通常采取增加保壓時間的措施減小金屬回彈量。

圖10 唇邊的形成過程

軸承收口過程中會對唇邊連續滾壓，V形槽及軸承外圈表面有滾輾痕跡屬于正常現象。但實際工程中，有時為了滿足唇邊間隙而過度滾壓軸承外圈，導致V形槽內部出現材料堆積(圖11)，嚴重影響軸承外表面質量，則屬于非正常現象。因此，若出現唇邊間隙不合格的情況，不能通過過度滾壓解決，否則會造成軸承表面質量不合格，可通過修改軸承座工藝尺寸解決間隙問題。

圖11 軸承收口后表面質量圖

4.2 工藝尺寸對軸承收口質量的影響

4.2.1 軸承座厚度

以ASNA2123-04X軸承為例，固定軸承座倒角r為0.50 mm，通過有限元分析軸承座厚度分別為8.000，8.178，8.300，8.500 mm時對軸承收口質量的影響，具體情況如圖12和表2所示。由圖表可知：在相同參數的情況下，軸承座厚度為8.000和8.178 mm時，唇邊的應力應變及貼合間隙均滿足軸承收口質量要求；當軸承座厚度增加到8.300 mm時，倒角尖點處發生應力集中，與倒角斜面的有效貼合長度減小，容易出現載荷試驗不合格的現象；繼續增加軸承座厚度至8.500 mm時，唇邊與倒角斜面的接觸面積越來越小，同時唇邊間隙也非常明顯，此時軸承的收口質量直線下降。

圖12 軸承座厚度對軸承收口質量的影響

表2 軸承座厚度對軸承收口質量的影響數據表

在實際工程應用中，ASNA2123-04X軸承的軸承座厚度常為8.178或8.000 mm。如圖13b所示，W=8.178 mm的軸承滾壓收口后外圈發生金屬變形，與軸承座倒角完全貼合，幾乎沒有唇邊間隙且載荷試驗一次合格。如圖13c所示，W=8.000 mm的軸承滾壓收口后，唇邊沒有完全充盈倒角斜面，裸露的倒角斜面不均勻，容易堆積多余物，當軸承座厚度比軸承外圈厚度小0.3～0.5 mm時，軸承安裝過程中存在上下竄動的現象，影響載荷試驗的合格率。

圖13 軸承收口實例示意圖

通過ABAQUS有限元仿真及實際工程應用分析發現：當W>C時，基本上很難滿足軸承收口質量要求；當W≤C時，能滿足軸承收口質量要求,特別是當C-W∈(0.1,0.2)時，軸承收口質量最好。

4.2.2 軸承座倒角

將ASNA2123-04X軸承的軸承座厚度控制為8.178 mm，研究軸承座倒角r分別為0.30，0.50，0.55，0.70 mm時軸承的收口質量，結果如圖14所示，由圖可知：r為0.50及0.55 mm時，軸承收口質量較好；當r為0.30 mm時，唇邊與倒角的接觸面小，在反復滾壓唇邊的過程中出現應力集中現象，載荷試驗不合格；當r為0.70 mm時，在相同滾壓力的情況下唇邊不易與倒角面貼合，容易形成空隙，載荷試驗不合格。ABAQUS有限元仿真結果見表3，由表可知：在軸承座厚度符合要求的前提下，軸承座倒角r為(0.6～0.7)P時，軸承收口質量最好。

圖14 軸承座倒角對軸承收口質量的影響

表3 軸承座倒角對軸承收口質量影響數據表

軸承座倒角偏小實例如圖15所示，其中軸承座厚度W為8.680 mm，軸承外圈厚度C為8.305 mm，軸承外圈V形槽深度P為0.635 mm，軸承座倒角r為0.50 mm。由于軸承座厚度大于軸承外圈厚度，軸承收口后雖然唇邊間隙符合要求，但載荷試驗不合格，軸承直接被壓出。主要原因為軸承座倒角偏小，唇邊滾壓變形后雖然與倒角完全貼合，但與倒角斜面接觸的有效距離短(圖15b)，在規定的載荷下軸承容易被壓出。

在軸承座厚度不變的情況下，根據經驗公式，令軸承外圈厚度大于軸承座厚度0.1～0.2 mm，軸承座倒角為(0.6～0.7)P，則軸承座高于軸承外圈單邊厚度為

Q=(8.680-8.305)/2=0.187 5 mm，

軸承座返工后的倒角為

r=0.6P+(Q+0.1)≈0.65 mm。

根據以上數據將軸承座返工重新進行滾壓收口，檢測表明軸承質量滿足要求。

圖15 軸承座倒角偏小實例圖

5 結論

通過工程實例及理論分析探索了軸承座產品特性與軸承工藝尺寸的關系，利用ABAQUS對軸承收口模型進行模擬仿真，得出以下結論：

1)當實際工程應用中出現軸承收口質量問題，如唇邊間隙不合格，載荷試驗不合格，軸承抱死等問題時，解決問題的出發點應從軸承座厚度及倒角的大小入手。

2)唇邊由軸承外圈連續滾壓發生塑性變形形成，表面會有輾壓痕跡，但不允許出現過擠壓現象。

3)當軸承座厚度小于軸承外圈厚度0.1～0.2 mm，軸承座倒角為軸承外圈V形槽深度的0.6～0.7時，軸承收口質量較好。若實際工程中軸承座厚度不滿足要求時，可通過以上關系換算出軸承座倒角r的數值，解決軸承收口質量問題。