張 珂,李青松,夏衛(wèi)華

(1.上海應(yīng)用技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,上海 201418; 2.上海人本精密機(jī)械有限公司,上海 201411)

0 引 言

軸承是機(jī)械設(shè)備中的重要部件,其失效可能會(huì)導(dǎo)致重大的安全事故的發(fā)生[1]。隨著工程技術(shù)的快速發(fā)展,軸承的壽命也有了較大的提升。但在其運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,依然會(huì)不可避免地產(chǎn)生裂紋,從而導(dǎo)致整個(gè)軸承的失效[2,3]。

在載荷的作用下,軸承的內(nèi)外圈滾道和滾動(dòng)體接觸部位會(huì)產(chǎn)生裂紋。如果在裂紋萌生后繼續(xù)使用軸承,裂紋可能就會(huì)發(fā)展成較大的裂縫,最終導(dǎo)致軸承的斷裂失效[4,5]。

軸承微觀材料失效一般包括裂紋萌生、裂紋擴(kuò)展、疲勞失效這3個(gè)階段[6,7]。軸承裂紋萌生和裂紋擴(kuò)展是接觸疲勞失效的重要階段[8,9]。

目前,學(xué)者們對(duì)軸承的裂紋已經(jīng)進(jìn)行了一些研究。謝俊杰等人[10]將損傷力學(xué)引入有限元中,以此來(lái)對(duì)軸承內(nèi)部裂紋的萌生、擴(kuò)展、相交進(jìn)行了仿真,并建立了與實(shí)際相符的軸承內(nèi)部裂紋預(yù)測(cè)模型。宋宏智等人[11]建立了更準(zhǔn)確的內(nèi)圈損傷—振動(dòng)耦合軸承性能退化模型,并以該模型來(lái)對(duì)軸承損傷進(jìn)行了分析。宋傳沖等人[12]運(yùn)用拉格朗日方程建立了含橫向裂紋的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型,研究了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)行為。劉曉初等人[13]結(jié)合理論和有限元方法,分析研究了軸承表面殘余應(yīng)力對(duì)滾道接觸應(yīng)力及裂紋擴(kuò)展速度的影響。

壽命是軸承的主要性能指標(biāo)之一。然而,目前國(guó)內(nèi)外關(guān)于軸承裂紋的研究還存在不足：主要體現(xiàn)在裂紋分析和試驗(yàn)驗(yàn)證方面;多數(shù)裂紋研究限于裂紋本身,且局限于應(yīng)力、應(yīng)變、動(dòng)力學(xué)分析,并未將裂紋與軸承的疲勞壽命相結(jié)合,不能有效地反映軸承的實(shí)際壽命,且諸多研究未引入試驗(yàn)驗(yàn)證分析;軸承疲勞壽命相關(guān)研究具有較大差距,疲勞壽命影響因素分析單一,壽命預(yù)測(cè)精度也有高有低。

基于目前的研究缺陷,筆者將軸承裂紋應(yīng)力、應(yīng)變等相關(guān)研究引入疲勞壽命分析中,并聯(lián)合疲勞壽命試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證,以提高軸承疲勞壽命預(yù)測(cè)的準(zhǔn)確性。

筆者以行星輪系太陽(yáng)輪軸傳動(dòng)端軸承為研究對(duì)象,在考慮裂紋情況下,對(duì)4種不同擋位工況的滾動(dòng)軸承疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)。

首先,分析不考慮裂紋的軸承疲勞壽命;其次,分析預(yù)裂紋引入后的軸承疲勞壽命和已有裂紋的剩余疲勞壽命,并進(jìn)行疲勞壽命試驗(yàn)對(duì)比驗(yàn)證,以研究裂紋是否對(duì)壽命有較大影響,預(yù)裂紋的引入是否使疲勞壽命的仿真預(yù)測(cè)更接近實(shí)際。

1 裂紋擴(kuò)展壽命理論

筆者運(yùn)用斷裂力學(xué)理論對(duì)軸承進(jìn)行疲勞裂紋擴(kuò)展研究。斷裂力學(xué)認(rèn)為,裂紋源于軸承疲勞接觸位置[14,15]。

從短裂紋出發(fā),考慮初始裂紋長(zhǎng)度為:

x0=(ΔKth/FCEΔεe)2/π

(1)

式中:ΔKth—裂紋門檻應(yīng)力強(qiáng)度因子;F—幾何因子;C—修正因子;Δεe—疲勞應(yīng)變幅。

針對(duì)于缺口根部先產(chǎn)生的裂紋,其所形成的非擴(kuò)展裂紋的銳缺口疲勞應(yīng)力集中系數(shù)Kf為[16,17]:

(2)

式中:C*—裂紋形狀修正因子;D—缺口深度。

Kf考慮缺口尺寸效應(yīng)。

缺口根部不產(chǎn)生非擴(kuò)展裂紋缺口的疲勞應(yīng)力集中系數(shù)Kf為[18]:

(3)

等效應(yīng)力強(qiáng)度因子K為尖端應(yīng)力強(qiáng)度為[19]:

(4)

修正Paris的Forman公式的疲勞壽命為[20]:

da/dN=[C(K)n]/[(1-R)KC-K]

(5)

式中:a—裂紋尺寸;N—疲勞循環(huán)次數(shù);C,n—試驗(yàn)測(cè)定材料系數(shù):n=2～4。

假設(shè)軸承承受恒定載荷,其載荷為:

(6)

Nf=N-N0

(7)

式中:x0—初始裂紋尺寸,當(dāng)x0為初始裂紋尺寸,N0=0;af—臨界裂紋尺寸;N—循環(huán)次數(shù)(裂紋擴(kuò)展至臨界尺寸);Nf—軸承疲勞壽命。

2 軸承模型和工況參數(shù)

筆者的主要研究對(duì)象為無(wú)級(jí)變速器中行星輪系太陽(yáng)輪軸傳動(dòng)端軸承,因?yàn)樵撦S承的平穩(wěn)運(yùn)行,對(duì)整個(gè)軸系安全運(yùn)作具有重要作用。

筆者選取HM1檔、HM2檔、倒車高速檔、倒車低速檔等4個(gè)不同擋位,對(duì)行星輪系太陽(yáng)輪軸傳動(dòng)端軸承進(jìn)行分析。

按照倒車低速檔、倒車高速檔、HM2檔、HM1檔的擋位次序,轉(zhuǎn)速和徑向載荷依次越來(lái)越大,HM1檔的轉(zhuǎn)速和載荷最大,倒車低速檔的轉(zhuǎn)速和載荷最小。

太陽(yáng)輪軸軸系的模型[21]如圖1所示。

圖1 太陽(yáng)輪軸軸系模型

不同擋位參數(shù)的基本工況參數(shù)如表1所示[22,23]。

表1 不同擋位軸承工況參數(shù)

傳動(dòng)端軸承材料參數(shù)如表2所示[24]。

表2 傳動(dòng)端軸承參數(shù)

3 軸承疲勞壽命仿真

3.1 不考慮裂紋的軸承壽命分析

此處以傳動(dòng)端6210軸承為例,筆者在SolidWorks軟件中,對(duì)軸承進(jìn)行三維建模,再導(dǎo)入ANSYS Workbench中,對(duì)其進(jìn)行前處理和參數(shù)設(shè)定。

首先,筆者對(duì)軸承模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分;其次,定義接觸(滾動(dòng)體與內(nèi)、外圈的滾動(dòng)接觸為摩擦接觸;將內(nèi)圈滾道表面與外圈滾道表面定義成接觸面,把滾動(dòng)體外表面設(shè)為目標(biāo)面);最后,設(shè)置邊界條件、內(nèi)圈外表面支撐面,并在內(nèi)圈施加轉(zhuǎn)動(dòng)。施加的載荷工況如表1所示。

筆者運(yùn)用ANSYS Workbench和Fatigue,得到不考慮裂紋的軸承在不同工況下的總形變量云圖,如圖2所示。

圖2 不同工況下不考慮裂紋時(shí)軸承的總形變量/mm

由圖2可知:在4個(gè)擋位工況下,不考慮裂紋時(shí),其最大總變形量可達(dá)0.004 316 7 mm,最小總變形量為0.003 474 8 mm。按照擋位次序,轉(zhuǎn)速載荷依次增大,軸承的總變形量也增大。

不同工況下不考慮裂紋時(shí)軸承的等效應(yīng)力云圖,如圖3所示。

圖3 不同工況下不考慮裂紋時(shí)軸承的等效應(yīng)力/MPa

由圖3可知:在4個(gè)擋位工況下,不考慮裂紋,最大等效應(yīng)力最大為178.26 MPa,最大等效應(yīng)力最小為66.849 MPa。按照擋位次序,轉(zhuǎn)速載荷依次增大,軸承的等效應(yīng)力也增加。

不同工況下不考慮裂紋時(shí)軸承的疲勞壽命云圖,如圖4所示。

圖4 不同工況下不考慮裂紋時(shí)軸承的疲勞壽命/r

由圖4可知:在4個(gè)擋位工況下,不考慮裂紋,軸承疲勞壽命最大(倒車低速檔)為8.154 1 e+007 r,軸承疲勞壽命(HM1檔)最小為1.579 4 e+007 r。按照擋位次序,轉(zhuǎn)速載荷依次增大,軸承疲勞壽命降低。

3.2 考慮預(yù)裂紋的軸承壽命分析

3.2.1 預(yù)裂紋的生成

筆者在滾動(dòng)體與內(nèi)圈接觸部位引入預(yù)裂紋(前文已給出ANSYS Workbench關(guān)于裂紋拓展的計(jì)算理論)。筆者在ANSYS Workbench中,插入斷裂工具Fracture,選擇軸承模型,定義微裂紋尺寸。

《GB—T232—1988金屬?gòu)澢囼?yàn)方法》中所規(guī)定的微裂紋尺寸為:長(zhǎng)度小于2 mm,寬度小于0.2 mm[25]1-2。

預(yù)裂紋生成具有隨機(jī)性和不確定性。微裂紋的尺寸設(shè)定要符合文獻(xiàn)[25]1-3的規(guī)定選擇。預(yù)裂紋引入成功合理與否需進(jìn)行多次仿真數(shù)值分析。

首先,筆者選擇軸承模型,插入斷裂工具Fracture;然后,根據(jù)軸承受載情況選擇插入橢圓形裂紋,隨后設(shè)置裂紋參數(shù),選擇Generate All Crack Meshes產(chǎn)生裂紋網(wǎng)格。

尖端第一周網(wǎng)格尺寸為裂紋長(zhǎng)度的1/9(必須小于1/8),第二圈比例1,分布10個(gè)單元,纖維單元節(jié)點(diǎn)選擇1/4位置,從而實(shí)現(xiàn)奇異性。

最后得到可以成功生成的合理裂紋參數(shù)為:主要半徑為1 mm,小半徑為0.1 mm,最大輪廓半徑為0.2 mm,裂紋前端分歧定義為30,圓周分歧定義為48,網(wǎng)格輪廓定義為20。

以倒車高速檔為例進(jìn)行多次數(shù)值仿真得到成功合理的裂紋參數(shù),如表3所示。

表3 裂紋插入仿真數(shù)值分析結(jié)果/mm

裂紋定義生成和裂紋網(wǎng)格如圖5所示。

圖5 裂紋引入

3.2.2 軸承裂紋尖端仿真結(jié)果(局部)

預(yù)裂紋引入后,筆者對(duì)軸承進(jìn)行仿真[26]。首先要對(duì)裂紋仿真結(jié)果進(jìn)行探討(對(duì)軸承局部放大來(lái)分析裂紋)。

軸承裂紋尖端的仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 軸承裂紋尖端的仿真結(jié)果

由圖6(a,b)可知:參考文獻(xiàn)[27,28],并觀察裂紋的力學(xué)特征可以發(fā)現(xiàn),生成的裂紋存在尖端,整體符合裂紋擴(kuò)展規(guī)律,裂紋整體形貌較好,說(shuō)明生成的裂紋較為理想;

由圖6(c～f)裂紋尖端應(yīng)力云圖可知:按照擋位次序,不同擋位的轉(zhuǎn)速載荷依次增大,裂紋尖端應(yīng)力逐漸增大。不同擋位下,考慮裂紋和不考慮裂紋相比,兩者等效應(yīng)力仿真數(shù)值相差較大?？梢?jiàn),考慮裂紋的等效應(yīng)力仿真結(jié)果大于不考慮裂紋的應(yīng)力仿真結(jié)果。

3.2.3 考慮預(yù)裂紋后軸承仿真結(jié)果(整體)

預(yù)裂紋由萌生到擴(kuò)展整個(gè)周期內(nèi),軸承的變形量云圖如圖7所示。

圖7 軸承總變形仿真結(jié)果(mm)

由圖7可知:考慮預(yù)裂紋以后,在裂紋萌生至擴(kuò)展的整個(gè)周期內(nèi),按照擋位次序,不同擋位轉(zhuǎn)速載荷依次增大,軸承的總形變量也逐漸增大;考慮預(yù)裂紋以后,重載高速(HM1檔)的形變量最大;

HM1檔為最大的總形變量:0.007 080 6 mm,倒車低速檔為最小的總形變量:0.005 480 2 mm。

軸承疲勞壽命云圖如圖8所示。

圖8 軸承壽命仿真結(jié)果/r

由圖8可知:考慮預(yù)裂紋以后,在裂紋萌生至擴(kuò)展的整個(gè)過(guò)程中,按照擋位次序,不同擋位轉(zhuǎn)速載荷依次增大,軸承疲勞壽命不斷減小;考慮預(yù)裂紋時(shí),重載高速(HM1檔)的軸承疲勞壽命最小;

HM1檔為最小的疲勞壽命:9.698 5e+006 r,倒車低速檔為最大的疲勞壽命:7.185 3e+007 r。

在不同擋位下,筆者對(duì)考慮裂紋與不考慮裂紋的仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

不同擋位下,軸承的最大總變形量對(duì)比、不同擋位軸承疲勞壽命對(duì)比、不同擋位軸承疲勞壽命下降率,如圖9所示。

圖9 不同擋位下考慮裂紋與不考慮裂紋仿真對(duì)比

由圖9(a)可知:按照擋位次序,不同擋位轉(zhuǎn)速和載荷依次增大;在裂紋萌生至擴(kuò)展的整個(gè)過(guò)程中,預(yù)裂紋的引入導(dǎo)致軸承變形量大幅度增加;

由圖9(b)可知:由于預(yù)裂紋引入,軸承的疲勞壽命出現(xiàn)了大幅下降的趨勢(shì);

由圖9(c)可知:考慮預(yù)裂紋以后,4個(gè)不同擋位中壽命下降率最高的(HM1擋)高達(dá)48%,壽命下降率最低的(倒車低速檔)為12%;考慮預(yù)裂紋后,重載高速(HM1擋)的壽命下降率會(huì)更大,可見(jiàn)裂紋對(duì)軸承的壽命有極大影響。

軸承微裂紋的出現(xiàn)會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力、應(yīng)變、形變量的增大。因此,為避免軸承疲勞壽命下降、壽命使用率降低,減少軸承裂紋是必要的。

3.3 軸承已有裂紋下剩余疲勞壽命分析

上面討論的是創(chuàng)建預(yù)裂紋及裂紋擴(kuò)展?fàn)顟B(tài)下的軸承疲勞壽命,即基于裂紋萌生至裂紋擴(kuò)展周期內(nèi)的軸承壽命。

下面將要探討在已完成裂紋擴(kuò)展周期狀態(tài)下,軸承已經(jīng)產(chǎn)生裂紋時(shí)的剩余疲勞壽命。

筆者首先對(duì)軸承模型進(jìn)行修改。以上述各個(gè)擋位的等效應(yīng)力云圖為例來(lái)確定裂紋位置。最大等效應(yīng)力在滾動(dòng)體與內(nèi)圈接觸位置,因此,筆者在內(nèi)圈外滾道接觸位置的最大等效應(yīng)力處繪制微小弧形溝壑,視作已產(chǎn)生裂紋;探討已產(chǎn)生裂紋對(duì)軸承剩余疲勞壽命的影響,不考慮裂紋引入位置的變化,僅在軸承最大等效應(yīng)力處繪制插入裂紋來(lái)進(jìn)行剩余疲勞壽命分析。

修改軸承模型后,筆者繪制的裂紋模型如圖10所示。

圖10 軸承繪制裂紋模型

在SolidWorks軟件中,筆者對(duì)軸承進(jìn)行三維建模,并將其導(dǎo)入ANSYS Workbench中進(jìn)行有限元分析;在有限元軟件中,對(duì)軸承模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分、網(wǎng)格優(yōu)化,定義接觸設(shè)置、邊界條件、載荷工況條件等相關(guān)前處理設(shè)置,在計(jì)算過(guò)程中判別計(jì)算收斂性和接觸參數(shù)是否合理(是否有接觸點(diǎn)數(shù)量)。

不同工況下,已有裂紋尖端應(yīng)力演化云圖如圖11所示。

由圖11可知:按照擋位次序,不同擋位的轉(zhuǎn)速和載荷依次增大,裂紋尖端存在應(yīng)力集中。隨著時(shí)間推移,不同擋位下軸承裂紋尖端處的應(yīng)力演化為:尖端應(yīng)力越來(lái)越大,應(yīng)力集中區(qū)域不斷擴(kuò)展,重載高速(HM1檔)的尖端應(yīng)力最大。

圖11 已有裂紋尖端應(yīng)力演化云圖/MPa

內(nèi)圈整體應(yīng)力云圖如圖12所示。

由圖12內(nèi)圈整體應(yīng)力云圖可知:等效應(yīng)力最大部位為繪制裂紋處(滾動(dòng)體與內(nèi)圈接觸部位),內(nèi)圈最大等效應(yīng)力也在裂紋尖端。按照擋位次序,不同擋位的轉(zhuǎn)速和載荷依次增大,內(nèi)圈等效應(yīng)力也不斷增加。重載高速(HM1檔)下,內(nèi)圈的等效應(yīng)力最大。

圖12 內(nèi)圈整體應(yīng)力云圖/MPa

通過(guò)有限元仿真得到不同擋位工況下,軸承已有裂紋時(shí)的剩余疲勞壽命云圖[29],如圖13所示。

圖13 已有裂紋的剩余疲勞壽命/r

由圖13可知:按照擋位次序,不同擋位下的轉(zhuǎn)速和載荷依次增大,軸承剩余壽命越來(lái)越少。最小值(HM1檔)僅為9 326 r,最大值(倒車低速檔)為2.090 8e+005 r。

可見(jiàn)高速重載(HM1檔)下,如果軸承已經(jīng)產(chǎn)生裂紋且繼續(xù)使用,則軸承達(dá)到疲勞壽命極限的時(shí)間越短。

筆者對(duì)軸承剩余疲勞壽命結(jié)果進(jìn)行分析。

不同擋位下,剩余疲勞壽命、不同擋位剩余疲勞壽命占比,如圖14所示。

圖14 剩余疲勞壽命分析

由圖14(a)可知:按照擋位次序,不同擋位下的轉(zhuǎn)速和載荷依次增大,軸承剩余疲勞壽命越來(lái)越少。

圖14(b)的百分比表示為:當(dāng)軸承已有裂紋時(shí)的剩余疲勞壽命,占不考慮裂紋時(shí)的仿真疲勞壽命的比例。

可以看出,當(dāng)微裂紋已經(jīng)產(chǎn)生時(shí),如果軸承依然繼續(xù)使用,那么倒車低速檔剩下0.257%的壽命,倒車低速檔剩下0.187%的壽命,HM2檔剩下0.090 3%的壽命,HM1檔剩下0.059%的壽命。高速重載(HM1檔)下,剩余疲勞壽命占比最小。

因此,如果檢測(cè)到軸承裂紋產(chǎn)生時(shí),應(yīng)及時(shí)更換軸承,以避免較大的安全事故。

4 軸承疲勞壽命試驗(yàn)

6210深溝球軸承主要用于汽車傳動(dòng)軸,故筆者在滾動(dòng)軸承疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)上完成其試驗(yàn)。

軸承試驗(yàn)工況條件為:試驗(yàn)中,自身脂潤(rùn)滑,選取2個(gè)典型的高速檔位(HM1檔和倒車高速檔工況)進(jìn)行試驗(yàn)。

軸承疲勞壽命試驗(yàn)中的失效判據(jù)為:軸承振幅增大,并出現(xiàn)規(guī)律性尖峰波(試驗(yàn)中,如出現(xiàn)軸承接觸表面疲勞剝落、壓痕、局部損傷,軸承振幅會(huì)明顯增大);軸承振幅在60 μm～100 μm視為軸承失效,應(yīng)停機(jī)檢測(cè)。

疲勞試驗(yàn)預(yù)期為:軸承發(fā)生疲勞破壞,則停止試驗(yàn),并記錄其疲勞壽命。

4.1 疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)

軸承疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)是需要施加載荷后,對(duì)滾動(dòng)軸承進(jìn)行旋轉(zhuǎn)疲勞壽命試驗(yàn)的機(jī)器。T20-60-nf滾動(dòng)軸承疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)具有自動(dòng)測(cè)控、高測(cè)試精度的特點(diǎn)。

軸承疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)如圖15所示。

圖15 T20-60 nf滾動(dòng)軸承疲勞壽命試驗(yàn)機(jī)

4.2 疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果分析

筆者在典型高速檔位(HM1檔和倒車高速檔)下,進(jìn)行軸承的疲勞壽命試驗(yàn)。

HM1檔試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

表4 HM1檔試驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)果

倒車高速檔試驗(yàn)結(jié)果如表5所示。

表5 倒車高速檔試驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)果

軸承失效圖如圖16所示。

圖16 軸承失效圖

由表(4,5)及圖16可知:NO.1軸承內(nèi)圈滾道剝落,NO.2軸承外圈滾道有輕微壓痕微裂紋,NO.5軸承內(nèi)圈溝道剝落微裂紋,NO.6軸承外圈滾道壓痕微裂紋,NO.8軸承油脂干結(jié)。

由此可以看出:導(dǎo)致軸承疲勞失效的主要原因是滾道發(fā)生剝落;發(fā)生剝落的位置為內(nèi)外圈滾道,即滾動(dòng)體與內(nèi)外圈接觸部位。

4.3 壽命試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果對(duì)比

由疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果可知:造成軸承發(fā)生疲勞損壞的主要原因?yàn)槠趧兟?失效位置基本為滾動(dòng)體與內(nèi)外圈接觸的滾道。

疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果和不考慮裂紋仿真結(jié)果對(duì)比,如表6所示。

由表6可知:不考慮預(yù)裂紋的軸承仿真預(yù)測(cè)疲勞壽命,與軸承試驗(yàn)疲勞壽命結(jié)果對(duì)比存在一定的誤差;軸承仿真壽命Lf均大于軸承試驗(yàn)壽命Ls。

軸承壽命具有離散性,且差異較大。因材料疲勞本身具有離散性,結(jié)構(gòu)、尺寸、材料、加工工藝等完全相同的軸承在相同的工況下,壽命差異較為明顯,誤差也在所難免。

因此,筆者去除粗大誤差后再次進(jìn)行對(duì)比。通過(guò)對(duì)比不難發(fā)現(xiàn):仿真與疲勞壽命試驗(yàn)的平均誤差為8.14%,誤差較小。說(shuō)明筆者針對(duì)滾動(dòng)軸承不考慮裂紋進(jìn)行的疲勞壽命分析所建立的有限元模型是有效的。

在試驗(yàn)的兩個(gè)工況下:HM1擋位下的軸承平均疲勞壽命為1.482 1e+007 r;倒車高速擋位下的軸承平均疲勞壽命為3.861 0e+007 r。

在軸承疲勞壽命試驗(yàn)過(guò)程中,由于NO.2、NO.5、NO.6這3個(gè)軸承試件產(chǎn)生了裂紋現(xiàn)象,筆者將NO.2、NO.5、NO.6這3個(gè)試件的疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果和考慮預(yù)裂紋仿真結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比,其結(jié)果如表7所示。

表7 考慮預(yù)裂紋仿真結(jié)果和疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

由表7可知:軸承仿真壽命Lf均小于軸承試驗(yàn)壽命Ls,這是因?yàn)檩S承仿真考慮預(yù)裂紋時(shí),仿真裂紋參數(shù)設(shè)定要比真實(shí)的軸承裂紋效應(yīng)大(可以通過(guò)調(diào)整裂紋參數(shù),使裂紋仿真更趨近于真實(shí)裂紋);

但從表7的誤差結(jié)果來(lái)看:考慮預(yù)裂紋的軸承仿真預(yù)測(cè)疲勞壽命與軸承試驗(yàn)疲勞壽命結(jié)果存在一定的誤差,且誤差較小,說(shuō)明上述預(yù)裂紋引入的仿真模型依然是合理的。

由表(6,7)可知:NO.2、NO.5、NO.6這3個(gè)軸承試件不考慮預(yù)裂紋的仿真結(jié)果和疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比誤差依次為:40%、9.21%、8.37%;NO.2、NO.5、NO.6這3個(gè)軸承試件考慮預(yù)裂紋的仿真結(jié)果和疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比誤差依次為:13.5%、5.9%、6.63%;

NO.2軸承不考慮裂紋和考慮預(yù)裂紋兩者分別與疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比,誤差由40%減小到13.5%,誤差減小26.5%;

NO.5軸承不考慮裂紋和考慮預(yù)裂紋兩者分別與疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比,誤差由9.21%減小到5.9%,誤差減小3.31%;

NO.6軸承不考慮裂紋和考慮預(yù)裂紋兩者分別與疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比,誤差由9.21%減小到8.37%,誤差減小0.9%;

不考慮裂紋與考慮預(yù)裂紋相比:3個(gè)軸承考慮裂紋時(shí)仿真壽命和試驗(yàn)壽命的誤差,小于不考慮預(yù)裂紋時(shí)仿真壽命和試驗(yàn)壽命的誤差。

由此可以看出:預(yù)裂紋的引入使軸承疲勞壽命的仿真預(yù)測(cè)更接近軸承實(shí)際壽命,也說(shuō)明考慮預(yù)裂紋的軸承壽命的仿真預(yù)測(cè)模型是有效的。

5 結(jié)束語(yǔ)

為了研究裂紋對(duì)軸承疲勞壽命的影響,筆者以行星輪系太陽(yáng)輪軸傳動(dòng)端深溝球軸承為研究對(duì)象,針對(duì)4種不同擋位工況進(jìn)行了裂紋分析,探討了軸承裂紋對(duì)軸承疲勞壽命的影響。

筆者首先對(duì)不考慮裂紋的軸承壽命結(jié)果進(jìn)行了分析,然后對(duì)考慮預(yù)裂紋的軸承壽命結(jié)果進(jìn)行了分析,并進(jìn)行了分析結(jié)果的對(duì)比;之后,基于已有裂紋,仿真分析了軸承已經(jīng)產(chǎn)生微裂紋狀態(tài)下的剩余疲勞壽命;最后,對(duì)軸承疲勞壽命進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證分析。

研究結(jié)論如下:

(1)預(yù)裂紋的引入對(duì)軸承壽命的影響比較大。預(yù)裂紋引入導(dǎo)致軸承的變形量大幅度增加,軸承的壽命大幅度下降。在不同擋位,壽命下降率最高達(dá)48%;

(2)不考慮裂紋與考慮預(yù)裂紋相比,NO.2、NO.5、NO.6這3個(gè)軸承試件考慮裂紋的軸承仿真壽命和軸承試驗(yàn)壽命的誤差逐漸減小,預(yù)裂紋的引入使軸承疲勞壽命的仿真預(yù)測(cè)更接近軸承的實(shí)際壽命;

(3)若在裂紋已經(jīng)產(chǎn)生時(shí)繼續(xù)使用軸承,則倒車低速檔還剩下0.257%的壽命,倒車低速檔還剩下0.187%的壽命,HM2檔還剩下0.090 3%的壽命,HM1檔還剩下0.059%的壽命;

(4)在高速重載下,考慮裂紋的疲勞壽命和軸承已有裂紋時(shí)的剩余疲勞壽命都是最小的,裂紋產(chǎn)生時(shí)應(yīng)及時(shí)更換軸承。

綜上所述,軸承裂紋的出現(xiàn)會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力、應(yīng)變、形變量的增大,也會(huì)導(dǎo)致疲勞壽命的降低。因此,為了避免軸承壽命使用率降低,減少軸承的裂紋是必要的;此外,檢測(cè)到裂紋出現(xiàn)以后應(yīng)及時(shí)更換軸承。

后續(xù),筆者將采用光學(xué)顯微鏡,對(duì)裂紋進(jìn)行觀察,基于裂紋機(jī)理來(lái)分析裂紋微觀組織,從微觀角度來(lái)探討軸承的斷裂疲勞特性;基于多尺度位錯(cuò)動(dòng)力學(xué),模擬軸承裂紋位錯(cuò)的演化特征;分析裂紋產(chǎn)生的原因,避免缺陷產(chǎn)生,從而提高軸承疲勞壽命。