向心关节轴承撑杆上节点的设计

向心关节轴承撑杆上节点的设计

0向心关节轴承及其垂向钢架结构轴向弯曲是空间结构领域中常见的弯曲连接形式，具有明显的传统能力和可靠的特点。但是销轴铰的构造决定了它只能实现单向转动,面对日益复杂的结构形式和约束条件,工程师将向心关节轴承与销轴铰结合起来,获得了更好的铰接性能。目前,国内的张慎伟等将向心关节轴承用于钢桁架铰支座,并完成了节点试验研究及有限元分析;陈兴等将向心关节轴承应用于树形柱与钢管混凝土柱和屋盖下弦连接节点;王帅、潘汉明等将向心关节轴承应用于梁柱节点中,并进行了节点试验研究及有限元分析;陈以一等将向心关节轴承作为转动核心应用于Y形柱-梁连接节点,对该节点进行了足尺试验,着重考察了向心关节轴承的传力性能和转动性能;此外宁夏灵武体育场大跨度屋盖工程中亦采用了向心关节轴承铰支座。本文将向心关节轴承引入弦支穹顶结构,应用于弦支穹顶结构索杆体系中的撑杆上节点。弦支穹顶索杆体系包含多种形式,如Geiger体系、Levy体系、施威德勒体系和凯威特索杆体系等,其撑杆上节点分为两类,即径向释放型铰节点(销轴铰)和铰接型。在弦支穹顶结构计算理论中,撑杆与上部结构应满足铰接假定,因此铰接型撑杆上节点越来越受到重视。目前国内已建成的20余座弦支穹顶结构中,铰接型撑杆上节点包括球铰万向可调撑杆上节点和半球铰万向可调撑杆上节点两种。但是这两种节点加工工艺均比较复杂,往往需要铸造成型。考虑到实际撑杆的环向摆动幅度有限,本文将已有的径向释放型铰节点与向心关节轴承结合,形成了向心关节轴承撑杆上节点。该节点将向心关节轴承作为撑杆上节点的转动核心,利用向心关节轴承的转动能力,使撑杆既可以沿径向自由摆动,又可在一定范围内沿环向摆动,即在一定范围内形成万向铰节点。该节点满足了弦支穹顶结构中关于撑杆约束的计算假定,且实现方式简单、经济。向心关节轴承撑杆上节点已经应用于东亚运动会团泊自行车馆弦支穹顶结构中,本文首先介绍向心关节轴承撑杆上节点的构造,然后选取工程实际足尺试件进行承载力试验研究,并利用大型通用有限元分析软件ANSYS对试件进行考虑接触行为的非线性有限元模拟分析,研究节点承载力以及各部件的受力特性,在此基础上研究该节点的设计方法。1主框架轴的设计包括支撑杆的上节点结构1.1机械转动零件向心关节轴承(radialsphericalplainbearing)是关节轴承的一种,由一个外球面内环和一个内球面外环组成(图1),主要应用于只承受径向力或主要承受径向力,同时承受较小的轴向力的连接中。它具有抗腐蚀、耐磨损以及自调心等特点,常作为进行低速摆动运动、倾斜运动和旋转运动机械部件的转动零件。将向心关节轴承置于撑杆耳板销轴孔内,通过销轴将撑杆和网壳下弦节点连接,就形成了向心关节轴承撑杆上节点(图2)。该节点充分利用向心关节轴承径向承载能力高、自调心、万向转动能力强的特点,有效消除撑杆附加弯矩,满足撑杆计算假定且相比铸钢球铰节点构造更为简单。1.2添加乳剂的环境向心关节轴承材料均采用特殊工艺处理,如表面磷化、镀铬、滑动面衬里等,因此其具有较高的承载能力和良好的润滑性能,适宜应用于安装位置受限且工作中无法添加润滑剂的环境中。向定汉等进行的向心关节轴承摩擦性能试验表明,向心关节轴承在607kN径向压力作用下内、外环干摩擦系数为0.067,如采用PTFE自润滑轴承,其摩擦系数仅为0.035左右,且在压力作用下摩擦系数随径向压力的增大而减小,这些特点使得向心关节轴承成为该节点的“刚性”转动核心,即使在承受轴向压力时,节点仍然具有良好的转动能力,避免了因摩擦力过大导致张拉过程中的转动障碍以及预应力摩擦损失,这是传统销轴铰所不具备的性能。2主轴压试验2.1轴压试验试验选取工程中足尺撑杆上节点试件,根据撑杆实际受力状态,进行轴压试验。为方便加载,将下弦节点球节点替换成钢板(图3),试件各部分材料参数见表1。2.2基础荷载分析采用5000kN级别压力机进行轴向压力加载,分级加载直至试件破坏(图4)。提取实际工程中包络工况下撑杆最大轴力F0=300kN作为基础设计荷载。首先以每级F0/3(0.1MN)加载至5F0(1.5MN),此时达到预计的弹性承载力极限,然后以每级F0/6(0.05MN)继续分级加载,直至压力机压头位移增加但压力不能继续增加,则认为试件破坏。2.3应力测点位置共布置2个位移测点(图4),分布在压力机压力板对角点,用于相互校核,绘制荷载-位移曲线。试件的测点布置如图5所示,应力测点主要分布在如下位置:1)(1)~(11)号三向应变片用于量测双耳板圆孔周边应力及应力扩散情况,其中(9)、(10)号应变片用于应力校核;2)(12)~(15)号三向应变片用于量测撑杆单耳板圆孔周围应力,其中(15)号用于应力校核;3)由于向心关节轴承尺寸较小,仅在轴承外环沿切向布置单向应变片46~49。2.4轴系承载力分析整个试验过程没有出现巨大响声,没有发生任何脆性破坏,试件最终由于撑杆单耳板圆孔上边缘((13)号应变片附近)屈服而丧失承载能力。试件的荷载-位移曲线如图6所示,由图可知,试件在承受1.2F0(0.36MN)压力前处于线性阶段,满足设计承载力要求;加载至3F0(0.90MN)时,销轴和双耳板脱开,单耳板下侧与轴承外环脱开(图7);加载至5F0(1.50MN)时,试件荷载-位移曲线开始出现非线性特征,发展趋于平缓(图6);加载至7.5F0(2.25MN)时,试件丧失承载力。试验中测点应力最大点为(13)号测点(位于单耳板上),轴向压力达到0.5MN时开始进入屈服,此时双耳板测点(3)应力仅为112MPa;轴向压力达到1.6MN时,双耳板测点(3)进入屈服,如图8所示;测点(6)、(7)、(8)处应力较小,试件始终处于弹性状态。卸载后发现,向心关节轴承无肉眼可见破坏,节点转动性能良好;由于轴承材质硬度高,轴承外环在撑杆耳板上留下一条印记;销轴无明显变形,如图10b所示。3非线性方程分析用于考虑接触3.1实体结构分析该节点由于引入了向心关节轴承,传力路径为:撑杆-撑杆耳板-轴承外环-轴承内环-销轴-节点双耳板-上部结构,与销轴铰有所不同。上述路径通过各个部件接触实现,因此该节点分析时应采用考虑接触的非线性有限元分析方法。本文选用通用有限元分析软件ANSYS对该节点分析模拟。考虑到该节点双轴对称,根据实际尺寸建立1/4模型(图9)进行分析。选取双线性等向强化本构模型BISO模型,弹性模量设定为2.06×105MPa。所有实体采用20结点六面体单元SOLID95进行剖分;采用CONTAC174单元及TARGET170单元建立柔对柔的面-面接触以模拟各个部件间的接触行为,采用增广的Lagrange法建立、计算接触关系,因为此方法对接触刚度的选取依赖性较低,当穿透量达到穿透容差时就会增加接触压力重新迭代。该节点中共计4个接触对:接触1为双耳板与销轴接触面;接触2为单耳板与轴承外环接触面;接触3为轴承内外环接触面;接触4为轴承内环与销轴接触面(图9a)。由于接触分析中对网格质量要求较高,不能直接采用自由网格划分。需要对几何模型进行切分,并通过线剖分控制映射网格划分,在接触面附近细化六面体网格并通过单元检查功能消除畸形单元,最终获得质量较高的网格(图9b)。3.2刚性转动试验结果破坏时试件各部件vonMises应力有限元分析结果如图10所示。由图10a、10b可看出,试件变形趋势有限元分析结果与试验现象吻合良好。由图10c~10f可以看出:单耳板自圆孔接触面至耳板根部大面积屈服;由于双耳板承压面积大,耳板与轴承接触面部分进入塑性;轴承内、外环仅在局部应力达到944MPa,均处于弹性工作状态,与节点破坏后轴承转动性能良好的试验现象相符,向心关节轴承发挥了刚性转动核心的作用。典型测点的有限元分析值与实测值对比如图8所示,可以看出,试验值与有限元分析值吻合良好。4轴承径向承载力根据上文试验和有限元分析结果,向心关节轴承撑杆上节点的设计主要考虑两个设计要点:1)为了形成“刚性”转动核心,设计时应以耳板承载力作为控制指标,确保在节点达到极限荷载时,轴承不进入或仅有少部分进入塑性。因此所选轴承径向承载力宜大于设计轴力值4倍以上;2)向心关节轴承撑杆上节点销轴方向的转动范围受到轴承转角极限和耳板间距限制,如图11所示。需根据实际工程中计算得到撑杆摆动角度要求确定向心关节轴承型号、耳板长度以及耳板间距。宜令L1=L2,其中L1为双耳板在销轴孔中线以上的长度,L2为单耳板在销轴孔中线以下的长度;且转角应满足公式[α]=arctan(b/L1)≥α,其中,[α]为极限摆动角度,α为撑杆设计摆动角度,b为耳板间距。5节点转动性能通过对向心关节轴承撑杆上节点进行足尺试验和有限元分析,可得如下结论:1)向心关节轴承撑杆上节点承载力试验结果表明,该节点承载力满足设计要求,且节点丧失承载力后轴承转动性能良好。2)通过