关节轴承的研究进展
发布时间：2013-07-02 浏览次数：768
汤占岐
（北方民族大学化学与化学工程学院，银川 750021)
摘 要：关节轴承属于滑动轴承，在现代工业中应用极其广泛。文中介绍了关节轴承的典型结构，重点阐述了向心关节轴承的寿命估算以及额定负荷计算、开缝外圈结构设计的研究现状和存在的问题，指出摩擦磨损的试验研究和外圈的结构设计将是重点研究的方向。
关键词：关节轴承；摩擦；外圈结构；综述
关节轴承属于滑动轴承，主要由一个外球面内圈和一个内球面外圈组成。一般用于速度较低的摆动运动、倾斜运动和旋转运动。相对于滚动轴承，其结构简单，体积小，承载能力大，广泛应用于工农业机械、航空航天、矿山冶金、印刷、纺织、铁路、汽车、船舶等领域[1，2]。关节轴承工作时，内外圈作相对滑动，如何有效地减小摩擦，减轻磨损，延长使用寿命是研究的热点之一；其次，开缝外圈关节轴承加工时，外圈的结构特点直接影响外圈的引裂质量与装配质量，因此也是研究的重点内容。本文从关节轴承的结构特点、摩擦副的摩擦工况及寿命计算、外圈的结构设计几个方面综述了关节轴承的研究现状、存在问题和发展趋势。
1 关节轴承的结构特点
关节轴承可根据不同方式分类，按所承受载荷的方向或公称接触角的不同可分为向心关节轴承和推力关节轴承；按外圈的结构可分为整体外圈关节轴承、单缝外圈关节轴承、双缝外圈（剖分外圈）关节轴承和双半外圈关节轴承；按是否附有杆端或装于杆端上可分为一般关节轴承和杆端关节轴承；按其工作时是否补充润滑剂可分为润滑型关节轴承和自润滑型关节轴承[3]。
2 轴承寿命估算与额定负荷
关节轴承的内外圈在工作时发生相对滑动，对于自润滑型轴承，处于干摩擦状态。而对于润滑型轴承，摩擦表面如能形成有效的全膜流体润滑，则可减轻磨损，延长轴承使用寿命。但是由于关节轴承载荷大、转速低，很容易产生磨损，而影响磨损速度的主要原因是内外圈接触面间的正压力，正压力越大，磨损速度越快，关节轴承的寿命主要是摩擦与磨损寿命，因此研究其摩擦特性，确定轴承的额定负荷，估算轴承寿命具有重要意义。
1993年，杨咸启等利用有限元方法，得到了轴承的变形与接触负荷分布规律，并提出采用轴承中的Z大接触压应力极限值确定额定静负荷，即将轴承中的Z大接触压应力达到许用值时的径向负荷作为其额定静负荷，由此得到了关节轴承的额定静负荷计算公式[4]。随后，又在试验的基础上，借鉴了国外主要轴承制造公司的关节轴承寿命估算公式，提出了润滑型关节轴承在各种工况条件下的寿命，即初润滑寿命、周期性再润滑寿命及阶梯负荷和速度下的寿命计算公式，以及关节轴承的额定动负荷的计算公式[5]。2001年，宋云峰等介绍了一种新型的摆动式轴承摩擦磨损试验设备[6]，可测试轴承在不同的载荷、摆角、摆频、摆动次数以及不同工况条件（温度、湿度和粉尘等）下，摩擦系数、磨损量和摩擦面温升等参数随时间的变化情况，并考核轴承的使用寿命。2003年，向定汉等利用自制的重载摩擦磨损试验机，对自润滑关节轴承GE100ET-2RS进行了摩擦磨损试验，还对轴承的聚四氟乙烯（PTFE）编织复合材料润滑层的磨损表面进行了扫描电子显微镜（SEM）分析，揭示了自润滑关节轴承的磨损机理[2]。结果表明，轴承在运转过程中，PTEF编织物发生了磨损和脱落，在轴承内外圈之间形成了转移膜，使内球面的微凸体对复合材料润滑层的擦伤作用明显减小，同时，摩擦副之间的接触表现为转移膜同内圈滚道表面的接触，减轻了轴承转动时的摩阻力，降低了摩擦系数，在磨损过程中，随着转移膜不断被挤出，自润滑层不断减薄，轴承磨损深度增大，自润滑功能下降，Z终导致编织基体材料发生磨损。2005年，杨咸启等利用边界润滑理论研究了关节轴承的润滑与摩擦现象[7]，认为边界润滑膜由轴承表面的磷化膜和油膜组成，润滑膜的破裂是关节轴承失效的主要原因，采用润滑膜的破裂临界温度作为一种综合指标，并根据分布接触承载模型，提出了摩擦系数的计算公式，表明关节轴承的摩擦系数受接触面固体膜的影响较大，粗糙微凸体接触会占很大部分，有时会占主导地位，同时根据轴承的pV值提出了相对简便的寿命估算方法。
3 开缝外圈结构
开缝外圈关节轴承，是在外圈加工一个很小的裂纹切口，称为“引裂槽”，在外载荷作用下，产生应力集中效应，使切口尖端的裂纹扩展，沿轴向形成贯穿裂缝，这一过程称为“引裂”。装配时，由于外力作用，外圈产生弹性变形，裂缝张开，从而使内圈挤入外圈完成装配。此方法不需使用机械加工方法在外圈开缝，而是巧妙地利用裂纹实现主动断裂，称为“裂纹技术[8]” 。
外圈引裂及轴承装配时，常会发生以下3种情况：（1）外圈断裂成两半或碎裂成多块；（2）外圈虽引裂，但裂缝处出现金属崩缺或裂缝歪斜，影响产品外观质量或使用性能；（3）外圈变形量过大，不能完全回弹，导致裂缝宽度过大。这些缺陷，往往会造成大量的废品和次品，因此，研究外圈引裂和装配时的缺陷产生原因对提高产品质量，提高经济效益具有十分重要的现实意义。
1991年，赵振东对关节轴承装配时出现的外圈断裂原因进行了分析[9]]，确定外圈圆周上引裂槽的对应点，即距引裂槽180°处是危险截面，要保证外圈装配时不发生断裂，必须使危险截面的应力小于材料的强度，将危险截面与引裂槽之间的1/2外圈展开并视为悬臂梁，利用材料力学的理论，得到外圈允许的张开弧长的表达式，此值与外圈的几何尺寸（平均壁厚、外圈Z小内径）密切相关，在设计外圈结构尺寸时，如果实际的张开弧长大于允许的张开弧长，装配时很容易断裂，这时应修改设计，增大外圈Z小内径。1999年，朱中生等对开缝外圈关节轴承装配时的破损原因进行了分析[10]，其中一个重要的原因就是外圈的结构尺寸：一是内圈球径与外圈Z小内径的比值，若比值过大，则装配时外圈的变形大，使应力超出材料的弹性极限；另一个是外圈内倒角的半径尺寸，倒角半径尺寸越小，则应力集中越敏感，且容易发生磕碰伤，装配时外圈发生破损的可能就越大。
4 存在问题与展望
关节轴承的摩擦副工作在低速重载条件下，根据摩擦学理论，属于边界润滑状态，需要从物理化学的角度研究润滑膜的形成与破坏机理，但由于种种原因，边界润滑是迄今了解不够充分的一种润滑状态，目前尚无统一的边界润滑理论，其应用也还处于经验状态[11]，因此关节轴承的摩擦学计算尚不完善，在这种情况下，深入进行试验研究不失为一种可行且有效的途径，这是关节轴承研究的一个重点。由于摩擦磨损现象的复杂性，寿命计算要考虑很多影响因素，同时需进行大量的寿命试验，国内外各轴承制造商都提出了各自的寿命计算公式，由于对影响因素的考虑不同，计算结果也各不相同，因此这些基础性研究尚有待深入。开缝外圈的设计是一项关键性技术，包括两个核心问题，其一是引裂槽的结构设计，即如何充分利用裂纹技术，使外圈能够顺利引裂，目前尚无这方面的研究报告；其二是外圈的结构设计，即如何能有效地避免外圈在装配时发生断裂或不可回复的变形，目前的研究中，或只进行一些定性分析，或对外圈的力学模型进行了过多的简化，尚不够深入，因此这方面的工作将是关节轴承研究的一个重要方向。
参考文献
[1]曲庆文，刘源勇，钟振远，等.关节轴承的设计特点及分析[J].润滑与密封，2004（4）：102-105.
[2]向定汉，潘青林，姚正军.聚四氟乙烯自润滑编织复合材料关节轴承的摆动摩擦磨损性能研究[J].摩擦学学报，2003，23（1）：72-75.
[3]全国滚动轴承标准化技术委员会.GB/T 304.1-2002关节轴承分类[S].北京：中国标准出版社，2003.
[4]杨咸启，姜韶峰.关节轴承额定静负荷计算[J].轴承，1993（1）：9-15.
[5]杨咸启，姜韶峰，荣亚川，等.关节轴承寿命计算方法[J].轴承，1993（3）：7-12.
[6]宋云峰，郭强，罗唯力.摆动式轴承摩擦磨损特性的试验方法及设备[J].理化检验-物理分册，2001，37（7）：288-291.
[7]杨咸启，宋雪静，张蕾.关节轴承的边界润滑模型与寿命分析[J].轴承，2005（8）：11-13.
[8]魏庆同，郎福元.机械加工中的断裂设计概论[J].甘肃工业大学学报：1982，8（1）：1-18.
[9]赵振东.关节轴承外圈的设计及其断裂分析[J].机械制造，1991（11）：14-15.
[10]朱中生，高海宁.关节轴承装配破损原因及对策[J].轴承，1999（6）：27-28.
[11]温诗铸，黄平.摩擦学原理（第2版）[M].北京：清华大学出版社，2002.
收稿日期：2008-04-21
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