張 振 王 群 胡廣存

(中國航發(fā)湖南動(dòng)力機(jī)械研究所 湖南株洲 412002)

發(fā)動(dòng)機(jī)在正常運(yùn)轉(zhuǎn)工作時(shí)，其內(nèi)部轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦副(如齒輪、軸承石墨動(dòng)密封等)均需要提供潤滑油來進(jìn)行潤滑和冷卻，并帶走軸承腔內(nèi)的磨粒等異物，使其不再進(jìn)入下一循環(huán)。但是由于潤滑系統(tǒng)故障、瞬間過載飛行及不正確使用等因素，內(nèi)部齒輪和軸承立即進(jìn)入無潤滑的極其惡劣工作環(huán)境，齒輪和軸承等摩擦副將會(huì)產(chǎn)生大量摩擦熱，使其溫度急劇上升，進(jìn)而影響發(fā)動(dòng)機(jī)正常使用。因此，需要對(duì)航空軸承的抗斷油能力進(jìn)行考核。

某渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)開展?jié)櫥椭袛嘣囼?yàn)，要求在不向潤滑油泵供油情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)能以中間功率工作30 s，且在潤滑油中斷期間及隨后恢復(fù)正常潤滑的30 min內(nèi)，發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)無損壞地工作[1]。然而該發(fā)動(dòng)機(jī)在試驗(yàn)過程中，當(dāng)潤滑油中斷28 s左右，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)突然增大，尾噴管噴火，壓氣機(jī)前支點(diǎn)軸承最高溫度超過了300 ℃，發(fā)動(dòng)機(jī)緊急停車。發(fā)動(dòng)機(jī)分解檢查，壓氣機(jī)前支點(diǎn)軸承損壞，鋼球粘結(jié)變形，滾道磨損嚴(yán)重。

為確定軸承失效原因，本文作者通過宏觀和微觀形貌檢查、金相組織分析等手段，對(duì)軸承失效原因進(jìn)行了分析；采用正交試驗(yàn)法仿真分析軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承生熱量的影響，并基于分析結(jié)果對(duì)軸承進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，改進(jìn)后的軸承通過了整機(jī)潤滑油中斷試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 故障情況

故障軸承為雙半內(nèi)圈三點(diǎn)角接觸球軸承，其套圈和鋼球材料均為8Cr4Mo4V，保持架材料為40CrNiMoA，表面鍍銀。軸承安裝于壓氣機(jī)前，軸承內(nèi)圈安裝于壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的前軸頸上，與壓氣機(jī)軸過盈配合；外圈安裝于彈性支承中，與安裝孔間隙配合；彈性支承固定于機(jī)匣上，與機(jī)匣形成油膜間隙(見圖1)。軸承采用2個(gè)噴嘴噴射潤滑。

2 失效分析

2.1 宏觀形貌

失效軸承外觀見圖2，保持架、鋼球與外圈之間卡滯，內(nèi)圈及鋼球高溫變色明顯，連續(xù)分布的7粒鋼球與內(nèi)圈刮磨明顯。內(nèi)圈承力半圈滾道及引導(dǎo)面呈藍(lán)黑色特征，高溫變色明顯；滾道發(fā)生嚴(yán)重的磨損，表面可見周向分布的溝槽狀特征，磨損區(qū)已擴(kuò)展至擋邊。內(nèi)圈非承力半圈滾道端邊附近可見周向磨損及金屬擠出特征，引導(dǎo)面局部可見明顯條帶狀周向磨損痕跡，約1/3的周向區(qū)域呈藍(lán)紫色。

圖2 故障軸承外觀

將外圈組件分開，如圖3所示，發(fā)現(xiàn)外圈滾道發(fā)生嚴(yán)重磨損，形貌粗糙，兩側(cè)擋邊靠滾道附近區(qū)域也發(fā)生了較重的擠壓磨損；14粒鋼球均呈不同程度的高溫氧化、磨損特征，表面粗糙，局部可見龜裂特征，其中7粒連續(xù)分布的鋼球與內(nèi)圈刮磨明顯，另外7粒鋼球表面可見大小不等的黏接物；保持架外徑面兜孔兩側(cè)周向擠壓磨損明顯。

圖3 外圈及保持架組件外觀

2.2 金相組織檢查

各零件沿軸向制取試樣進(jìn)行金相組織檢查。如圖4、圖5所示，內(nèi)圈承力半圈及非承力半圈可見深度較大的過熱白亮層，且局部白亮層深度比其他區(qū)域白亮層的深度大，承力半圈過熱白亮層最深區(qū)近似位于滾道平直段(近似平行軸向)末端與曲線段交接區(qū)，非承力半圈過熱白亮層最深區(qū)位于端面處位置。如圖6所示，外圈滾道及滾道附近的引導(dǎo)面可見深度較大的過熱白亮層、裂紋及擠壓磨損層，白亮層深度最深部位略偏向外圈有防轉(zhuǎn)槽側(cè)(內(nèi)圈承力半圈側(cè))。如圖7所示，鋼球整體呈過熱白亮組織，原始組織已不可見。保持架基體組織較均勻，未見異常，外徑面兜孔兩側(cè)周向磨損區(qū)可見過熱白亮層。

圖4 內(nèi)圈承力半圈軸向截面金相組織

圖5 內(nèi)圈非承力半圈軸向截面金相組織

圖6 外圈軸向截面金相組織

2.3 微觀形貌

采用掃描電子顯微鏡觀察各零件的損傷形貌。如圖8所示，內(nèi)圈承力半圈呈溝槽狀磨損、顆粒或塊狀氧化及龜裂特征。如圖9所示，內(nèi)圈非承力半圈可見條紋狀周向磨損、金屬黏接、熔融狀顆粒及條狀黏接物。如圖10—12所示，外圈滾道及保持架外徑面呈塊狀磨損特征，局部可見微裂紋；鋼球表面呈熔融顆粒及塊狀磨損氧化特征。

圖9 內(nèi)圈非承力半圈滾道損傷形貌

圖10 外圈滾道損傷形貌

圖11 鋼球表面損傷形貌

圖12 保持架外徑面損傷形貌

2.4 結(jié)論

通過軸承的外觀檢查、金相組織檢查、微觀形貌檢查，得出軸承的失效性質(zhì)為高溫磨損失效，且磨損失效主要與軸承工作過程中生熱量過高有關(guān)[2-5]。

3 故障原因分析

3.1 失效過程分析

軸承正常工作時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速和載荷的增加，滾道接觸應(yīng)力增大，套圈溫度升高，徑向游隙減小。但由于潤滑良好，軸承達(dá)到熱平衡狀態(tài)，維持穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)；軸承有合適的工作游隙Pd形成工作接觸角，軸承內(nèi)部為兩點(diǎn)接觸，處于正常工作狀態(tài)，如圖13所示。

圖13 軸承靜止時(shí)自由狀態(tài)和正常工作狀態(tài)下兩點(diǎn)接觸

潤滑油中斷時(shí)，熱平衡被打破，套圈急劇升溫，徑向游隙急劇減小，發(fā)熱量增加。持續(xù)斷油后，工作環(huán)境持續(xù)惡化，溫升加劇，徑向游隙急劇減小至負(fù)游隙狀態(tài)。由于游隙較小，軸承難以形成工作接觸角，鋼球位于溝底，與滾道發(fā)生三點(diǎn)接觸，產(chǎn)生異常接觸磨損，軸承生熱量急劇增加，一段時(shí)間后，軸承發(fā)生失效，如圖14所示。

圖14 軸承非正常狀態(tài)下三點(diǎn)接觸

3.2 軸承生熱機(jī)制

高速球軸承的摩擦來源非常復(fù)雜，主要包括差動(dòng)滑動(dòng)引起的摩擦、自旋滑動(dòng)引起的摩擦、保持架與滾動(dòng)體及保持架與套圈之間的滑動(dòng)摩擦、潤滑劑黏性摩擦等[6-10]。其他摩擦如彈性滯后引起的摩擦、鋼球陀螺旋轉(zhuǎn)引起的滑動(dòng)摩擦等相比前者較小，可以忽略[11-13]。下面先對(duì)高速球軸承的運(yùn)動(dòng)及受力情況進(jìn)行簡要分析，然后對(duì)高速球軸承的摩擦生熱機(jī)制進(jìn)行分析。

如圖15所示，球徑為DW的角接觸球軸承在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，第j個(gè)球不僅受到內(nèi)外圈的接觸載荷Qij和Qoj，還會(huì)受到因球轉(zhuǎn)動(dòng)所帶來的離心力Fcj和陀螺力矩Mgj。在外力的綜合作用下，鋼球與內(nèi)外圈的接觸角也由初始接觸角αo分別變?yōu)棣羒j和αoj，鋼球與滾道之間會(huì)產(chǎn)生橢圓接觸區(qū)域，橢圓長半軸為aj，短半軸為bj。

圖15 第j個(gè)鋼球受力及接觸示意

文獻(xiàn)[14]指出，高速球軸承的摩擦熱由以下幾部分組成：

Htot=HBRC+Hs+Hfdrag+HCRL+HCPB

(1)

其中HBRC為鋼球與滾道接觸時(shí)的差動(dòng)摩擦生熱，具體計(jì)算如下：

(2)

其中，

(3)

式中：Hnyj為第j個(gè)球在接觸橢圓長軸方向上的摩擦生熱；Hnxj為第j個(gè)球在接觸橢圓短軸方向上的摩擦生熱；J為由(N·m)/s到W的轉(zhuǎn)換常數(shù)；τnyj、τnxj為表面摩擦切應(yīng)力，MPa；vnyj、vnxj為滑動(dòng)速度，m/s；Anj為接觸區(qū)面積，m2；anj、bnj為接觸橢圓長、短半軸，m；下標(biāo)n=i，o分別表示軸承內(nèi)、外圈；j=1，2，…，Z。

Hs為鋼球自旋摩擦生熱，計(jì)算如下：

(4)

其中，Hsj=ωsiMij+ωsoMoj

(5)

(6)

式中：ωsi、ωso為球繞接觸面法線旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)(即自旋運(yùn)動(dòng))的角速度；Mij和Moj為球與內(nèi)、外溝道接觸區(qū)自旋摩擦力矩；μi、μo為球與內(nèi)、外溝道接觸區(qū)摩擦因數(shù)；Qij、Qoj為球與內(nèi)、外圈法向接觸載荷；aij、aoj為內(nèi)、外溝道Hertz接觸橢圓長半軸；L(k)ij、L(k)oj為內(nèi)、外溝道接觸區(qū)的第二類橢圓積分。

Hfdrag是滾動(dòng)體的潤滑油拖動(dòng)生熱，該項(xiàng)生熱為潤滑油拖動(dòng)引起，在斷油情況下暫不考慮該項(xiàng)。

HCRL為保持架與套圈引導(dǎo)面之間的滑動(dòng)摩擦生熱，計(jì)算公式[15]如下：

(7)

式中：DCR為保持架引導(dǎo)面直徑；cn為滑動(dòng)系數(shù)；ωc為保持架角速度；ωn為套圈角速度；FCRL為保持架與套圈引導(dǎo)面之間的摩擦力，其求解過程見文獻(xiàn)[16]。

HCPB為鋼球與保持架之間的滑動(dòng)摩擦生熱，計(jì)算公式如下：

(8)

式中：μ為球與保持架的摩擦因數(shù)；Qfj為第j個(gè)球和保持架間的接觸載荷。

4 改進(jìn)設(shè)計(jì)及分析

為提高軸承的抗斷油能力，需減小軸承生熱量。由3.2節(jié)可知，在載荷和轉(zhuǎn)速一定時(shí)，軸承的摩擦生熱與軸承的溝曲率半徑、兜孔間隙及引導(dǎo)間隙等軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)。使用COBRA軟件對(duì)軸承生熱量進(jìn)行仿真分析，采用正交設(shè)計(jì)法仿真分析內(nèi)圈溝曲率半徑a、外圈溝曲率半徑b、兜孔間隙c、引導(dǎo)間隙d等參數(shù)對(duì)軸承的生熱量Htot的影響。每個(gè)因素包括4個(gè)水平，如表1所示，仿真分析結(jié)果見表2。

表1 軸承生熱仿真分析參數(shù)及水平 單位：mm

表2 軸承生熱仿真分析結(jié)果

軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承生熱量的影響如圖16所示，圖中每點(diǎn)坐標(biāo)值為水平重復(fù)4次試驗(yàn)的平均值。

圖16 各因素不同水平下的軸承生熱量

圖16(a)表明，隨著內(nèi)圈溝曲率半徑的增加，軸承生熱量迅速減小，主要原因是隨著內(nèi)圈溝曲率半徑的增大，鋼球與內(nèi)圈滾道的密合度減小，鋼球與內(nèi)圈滾道的橢圓接觸面迅速減小，從而導(dǎo)致差動(dòng)滑動(dòng)及自旋滑動(dòng)的摩擦生熱量減小，軸承生熱量變小。圖16(b)表明，隨著外圈溝曲率半徑的增加，軸承生熱量減小，減小趨勢(shì)較為平緩，這是因?yàn)檗D(zhuǎn)速較高時(shí)，根據(jù)外溝道控制理論，鋼球與外圈近似純滾動(dòng)狀態(tài)，外滾道無自旋，故不存在自旋生熱分量，外圈溝曲率半徑的增大主要造成鋼球與外滾道差動(dòng)滑動(dòng)生熱量的減小。圖16(c)表明，隨著兜孔間隙的增大，軸承生熱量略微減小，這是因?yàn)槎悼组g隙的增大導(dǎo)致鋼球與保持架之間的滑動(dòng)摩擦生熱減小，故軸承總生熱量減小。圖16(d)表明，隨著引導(dǎo)間隙的增大，軸承生熱量減小，這是因?yàn)橐龑?dǎo)間隙的增大導(dǎo)致保持架與套圈引導(dǎo)面之間的滑動(dòng)摩擦生熱減小，故軸承總生熱量減小。

表3給出了軸承生熱仿真結(jié)果的極差分析結(jié)果?？芍?，內(nèi)圈溝曲率半徑對(duì)軸承的生熱量影響最大，然后依次為外圈溝曲率半徑、引導(dǎo)間隙、兜孔間隙。另外，對(duì)于雙半內(nèi)圈三點(diǎn)接觸球軸承，適當(dāng)降低外圈溝曲率半徑，可使內(nèi)、外溝道最大接觸應(yīng)力值相接近，減小軸承摩擦，便于彈流油膜形成，改善軸承性能。故外圈溝曲率半徑保持原設(shè)計(jì)參數(shù)不變，軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的最優(yōu)組合為a4b1c4d4。即a=6.60 mm，b=6.48 mm，c=0.6 mm，d=0.35 mm。

表3 軸承生熱量的正交極差分析 單位：W

改進(jìn)前后的軸承參數(shù)及軸承生熱量仿真結(jié)果見表4?？梢?，改進(jìn)后的軸承生熱量明顯減小。

表4 改進(jìn)前后軸承參數(shù)及生熱量仿真結(jié)果

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

改進(jìn)后的軸承進(jìn)行整機(jī)潤滑油中斷試驗(yàn)，試驗(yàn)過程中軸承外圈最高溫度小于200 ℃，如圖17所示(因保密要求，圖中僅給出轉(zhuǎn)速、溫度、壓力的相對(duì)值)。潤滑系統(tǒng)供油、回油溫度穩(wěn)定，軸承座振動(dòng)穩(wěn)定，試驗(yàn)后軸承分解檢查，軸承外觀(見圖18)及各項(xiàng)參數(shù)正常，軸承順利地通過了發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑油中斷試驗(yàn)。

圖17 潤滑油中斷試驗(yàn)軸承溫升

圖18 潤滑油中斷試驗(yàn)后軸承外觀

6 結(jié)論

(1)通過對(duì)失效軸承的外觀檢查、金相組織檢查、微觀形貌檢查，得出軸承的失效原因?yàn)楦邷啬p失效，且磨損失效主要與軸承工作過程中生熱量過高有關(guān)。

(2)對(duì)軸承進(jìn)行生熱機(jī)制分析，得出在載荷和轉(zhuǎn)速一定時(shí)，軸承的摩擦生熱與軸承的溝曲率半徑、兜孔間隙及引導(dǎo)間隙等軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)。

(3)采用正交設(shè)計(jì)法分析軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承生熱量的影響，得出增大軸承的內(nèi)溝半徑、引導(dǎo)間隙，可提高軸承的抗斷油能力。對(duì)軸承進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，改進(jìn)后的軸承順利地通過了整機(jī)潤滑油中斷試驗(yàn)。