王浩，郭蘭中，林化清,楊蘭玉

(1.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221116； 2.常熟理工學(xué)院 機(jī)械學(xué)院，江蘇 蘇州 215500)

飛機(jī)襟翼收放系統(tǒng)中，磨損是造成系統(tǒng)機(jī)械故障的主要原因[1-2]?；壓蜐L輪是襟翼收放機(jī)構(gòu)的重要運(yùn)動(dòng)副，兩者之間的磨損不僅改變各自的尺寸精度，也會(huì)改變運(yùn)動(dòng)副間的配合尺寸以及配合精度，降低運(yùn)動(dòng)精度或者出現(xiàn)動(dòng)作不協(xié)調(diào)，嚴(yán)重影響飛機(jī)的可靠性。當(dāng)磨損超過(guò)一定限度時(shí)，就有可能影響襟翼的準(zhǔn)確收放，造成兩側(cè)襟翼開(kāi)度不一致或發(fā)生機(jī)械卡阻，危及飛行安全。因此，研究襟翼收放機(jī)構(gòu)中滑軌與滾輪之間的磨損及其可靠性[3]，對(duì)確定其使用壽命，制定檢查周期、大修周期以及維修要求，保證飛行安全具有重要意義。大量的實(shí)踐表明，在軸承與滑軌組成的運(yùn)動(dòng)副中，軸承的磨損失效是導(dǎo)致整個(gè)運(yùn)動(dòng)副乃至整個(gè)機(jī)構(gòu)的失效的主要原因，因此將以襟翼收放系統(tǒng)中的軸承為中心進(jìn)行研究。

1 滾動(dòng)軸承磨損壽命的理論計(jì)算

磨損失效指表面之間的相對(duì)滑動(dòng)摩擦導(dǎo)致工作表面金屬不斷磨損而產(chǎn)生失效。持續(xù)的磨損將引起軸承零件逐漸損壞，并最終導(dǎo)致軸承尺寸精度喪失及其他相關(guān)問(wèn)題。磨損會(huì)影響形狀變化，配合間隙增大及工作表面形貌變化，影響潤(rùn)滑劑或使其污染達(dá)到一定程度造成潤(rùn)滑功能完全喪失，最終使軸承喪失旋轉(zhuǎn)精度乃至不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)。磨損失效是各類(lèi)軸承常見(jiàn)的失效形式之一。

滾動(dòng)軸承磨損壽命是指軸承在使用過(guò)程中，隨著使用時(shí)間的增加，軸承由于過(guò)量磨損而喪失正常工作性能的累計(jì)總轉(zhuǎn)數(shù)，或在一定轉(zhuǎn)速下的工作小時(shí)數(shù)。

由于軸承磨損規(guī)律復(fù)雜, 磨損壽命尚無(wú)完善的計(jì)算方法, 通常用徑向游隙的增量來(lái)表示軸承的磨損量, 根據(jù)許用磨損系數(shù)進(jìn)行估算，最終得到滾動(dòng)軸承的磨損壽命計(jì)算公式為[4,5]

Lw=50(0.61lnλ+0.656)×10fv×60n，

(1)

式中：Lw為軸承磨損壽命；λ為軸承工作時(shí)的最小油膜系數(shù)；fv為軸承許用磨損系數(shù);V為軸承的許用徑向游隙增量;e0為磨損率；n為軸承轉(zhuǎn)速。

2 滾動(dòng)軸承磨損壽命的點(diǎn)估計(jì)

實(shí)踐表明，大量機(jī)械設(shè)備中傳動(dòng)系統(tǒng)的失效大部分是由于滾動(dòng)軸承疲勞磨損而引起的。大量試驗(yàn)和分析證明，壽命服從正態(tài)分布。已知分布形式，即可從樣本出發(fā)，求出未知參數(shù)的估計(jì)。

參數(shù)估計(jì)可分為點(diǎn)估計(jì)和區(qū)間估計(jì)，現(xiàn)采用點(diǎn)估計(jì)，即總體ξ分布的形式已知，分布參數(shù)θ1，θ2，…，θm(如正態(tài)分布的均值和標(biāo)準(zhǔn)差)未知，從樣本(X1，X2，…，Xn)出發(fā)，求出m個(gè)統(tǒng)計(jì)量，作為未知參數(shù)θ1，θ2，…，θm的估計(jì)[6]。

正態(tài)分布均值的點(diǎn)估計(jì)為

(2)

標(biāo)準(zhǔn)差的點(diǎn)估計(jì)為

(3)

在指定可靠度R下，可靠壽命的點(diǎn)估計(jì)為

(4)

式中：ZR按可靠度R查表1確定。

表1 ZR與可靠度R的關(guān)系[8]

3 試驗(yàn)

3.1 試驗(yàn)設(shè)備及試樣

試驗(yàn)設(shè)備為自制的往復(fù)式多用途摩擦磨損試驗(yàn)機(jī),示意圖如圖1所示。整個(gè)裝置固定在立柱、壓梁和平臺(tái)組成的承力框架中，通過(guò)絲杠和壓力傳感器給固定摩擦副的上磨板和車(chē)式下磨板施加徑向載荷Fr，聯(lián)體式電磁可調(diào)電動(dòng)機(jī)通過(guò)連桿機(jī)構(gòu)使下磨板做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。該試驗(yàn)機(jī)可一次同時(shí)安裝4套軸承及2個(gè)與之配對(duì)的滑軌(圖2)，不僅可以提高試驗(yàn)效率，也可保證試驗(yàn)條件的一致性，從而有效地減小試驗(yàn)誤差，提高試驗(yàn)數(shù)據(jù)的可靠性。

圖1 試驗(yàn)設(shè)備原理圖

1—滑軌1；2—軸承1；3—軸承2；4—軸承4；5—軸承3；6—滑軌2

為使試驗(yàn)結(jié)果盡可能符合實(shí)際情況，上磨塊為36102軸承，材料為GCr15，寬度B=9 mm，內(nèi)徑d=15 mm，外徑D=32 mm，接觸角α=15°，額定動(dòng)載荷Cr=4.5 kN。下磨塊(滑軌)材料為40CrNiMoA，結(jié)構(gòu)尺寸如圖3所示。

圖3 下磨塊結(jié)構(gòu)尺寸圖

3.2 試驗(yàn)方法

文獻(xiàn)[8-9]在進(jìn)行壽命試驗(yàn)時(shí)，觀察到存在不失效壽命。所以，考慮到滾動(dòng)軸承在試驗(yàn)中可能出現(xiàn)無(wú)限壽命的情況，即存在一個(gè)極限載荷，低于該載荷，軸承便不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞，滾動(dòng)疲勞磨損試驗(yàn)設(shè)計(jì)為常幅定數(shù)截尾試驗(yàn)，即當(dāng)4套滾動(dòng)軸承試樣中有3套失效即停止試驗(yàn)。試驗(yàn)示意圖如圖4所示。

圖4 試驗(yàn)示意圖Fig.4 Diagram of test

試驗(yàn)時(shí)，加載裝置通過(guò)上磨板施加4 000 N的徑向載荷，由于結(jié)構(gòu)尺寸的對(duì)稱(chēng)性，每套軸承承受1 000 N的徑向載荷。載荷通過(guò)壓力傳感器以及與其相連接的標(biāo)準(zhǔn)載荷測(cè)量?jī)x(準(zhǔn)確度<0.005%FS，溫度系數(shù)<5×106，A/D轉(zhuǎn)換速率>50次/s)控制。通過(guò)聯(lián)體式電磁可調(diào)電動(dòng)機(jī)控制轉(zhuǎn)速，調(diào)速范圍為200～1 400 r/min，轉(zhuǎn)速比i=80，輸出的轉(zhuǎn)速為2.5～17.5 r/min，試驗(yàn)時(shí)轉(zhuǎn)速為7 r/min。試驗(yàn)部件的力學(xué)性能見(jiàn)表2。

表2 部件材料的力學(xué)性能

軸承失效的判定：在試驗(yàn)過(guò)程中，當(dāng)軸承出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)精度降低，最終無(wú)法正常工作時(shí)，視為該軸承磨損失效。

采用外圓千分尺測(cè)量軸承的磨損量，即為原始尺寸與相互垂直的2個(gè)直徑方向上測(cè)量值的平均值之差；采用深度千分尺測(cè)量滑軌的磨損量，取整個(gè)磨損表面均勻分布的9個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)量值的平均值。

3.3 結(jié)果與分析

軸承失效時(shí)的循環(huán)次數(shù)見(jiàn)表3，其磨損量與壽命曲線如圖5所示。由于試驗(yàn)機(jī)一次循環(huán)軸承滾動(dòng)距離為520 mm，而軸承外徑為32 mm，通過(guò)計(jì)算可得，一個(gè)循環(huán)即曲柄旋轉(zhuǎn)一周，軸承轉(zhuǎn)數(shù)為5.18 r。滑軌的磨損量與壽命曲線如圖6所示。軸承和滑軌平均磨損量對(duì)比如圖7所示。

圖5 軸承磨損量與壽命曲線

圖6 滑軌磨損量與壽命曲線

圖7 軸承與滑軌平均磨損量對(duì)比

由表3可知，當(dāng)循環(huán)次數(shù)達(dá)到43 965次(軸承轉(zhuǎn)數(shù)為227 739 r)時(shí)，有3套軸承失效。因此可初步認(rèn)為，在相同工作條件下，36102軸承的可靠工作壽命不會(huì)超過(guò)227 739 r。

表3 滾動(dòng)軸承失效時(shí)的循環(huán)次數(shù)

由圖5和圖7可知，軸承磨損量擬合曲線的左端延長(zhǎng)線距離坐標(biāo)原點(diǎn)很近，說(shuō)明該軸承在投入工作后，基本沒(méi)有磨合期，一開(kāi)始就處于比較穩(wěn)定的磨損狀態(tài)，且磨損量的擬合曲線斜率很小，表明在相同循環(huán)次數(shù)下增加的磨損量比滑軌小。這是由于航空滾動(dòng)軸承的尺寸精度、形狀精度和表面質(zhì)量均較高。

由圖6和圖7可知，滑軌存在比較明顯的磨合期，范圍大致在3 000次循環(huán)，此時(shí)磨損量達(dá)到0.015 mm，然后穩(wěn)定增加，但磨損量擬合曲線初始階段斜率較大，表明在相同循環(huán)次數(shù)下增加的磨損量比滾動(dòng)軸承大。

由此可知，在滾動(dòng)軸承與滑軌組成的摩擦副中，滑軌磨損量比軸承大。

4 滾動(dòng)軸承理論磨損壽命和試驗(yàn)壽命對(duì)比分析

已知：根據(jù)軸承的應(yīng)用經(jīng)驗(yàn),將該軸承的許用徑向游隙增量定為徑向游隙的20%，該軸承接觸角為15°,徑向游隙為13.9 μm,即增量V為2.78 μm，磨損率e0取為1.2 μm，這樣該軸承許用磨損系數(shù)fv取值約2.316 ,又經(jīng)計(jì)算,軸承工作時(shí)最小油膜系數(shù)λ=6.77,代入(1)式可得軸承壽命Lw=5.05×106r。

比較軸承理論壽命(5.05×106r)和根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算的壽命點(diǎn)估計(jì)(2.10×105r)可知，前者是后者的24倍。軸承壽命非常離散，一批結(jié)構(gòu)、材料、熱處理、加工方法均相同的軸承在相同工況下，其最高和最低壽命有可能相差幾十倍甚至更多[4,10]，原因?yàn)椋?/p>

1)滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程都是建立在大量試驗(yàn)基礎(chǔ)上的。試驗(yàn)時(shí)軸承內(nèi)圈相對(duì)于軸、外圈相對(duì)于軸承座無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)，僅內(nèi)、外圈之間通過(guò)鋼球發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，且通過(guò)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行潤(rùn)滑[11]，并通過(guò)調(diào)整潤(rùn)滑油流速控制試驗(yàn)溫度。而本試驗(yàn)在室溫下進(jìn)行，除了內(nèi)、外圈的相對(duì)運(yùn)動(dòng)以外，外圈對(duì)于滑軌有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，且采用油脂潤(rùn)滑，無(wú)法對(duì)試驗(yàn)溫度進(jìn)行嚴(yán)格控制，運(yùn)動(dòng)形式和工作環(huán)境較為復(fù)雜。

2)在滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程中，V,e0,fv,λ對(duì)計(jì)算結(jié)果影響大。在計(jì)算過(guò)程中，λ與e0可以通過(guò)一定的估算得到，而徑向游隙的增量V則定為徑向游隙的20%，該值是根據(jù)應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)得出，可能存在一定的誤差。若要使?jié)L動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程的計(jì)算結(jié)果與實(shí)際相吻合，可對(duì)V,λ,e0的取值問(wèn)題進(jìn)行更進(jìn)一步的深入研究，并給出具有可操作性的取值原則。

由于影響滾動(dòng)軸承壽命的因素復(fù)雜，磨損壽命理論仍需進(jìn)一步完善。本試驗(yàn)屬于模擬臺(tái)架試驗(yàn)，由于樣本較少，基于正態(tài)分布的可靠壽命點(diǎn)估計(jì)的誤差不容忽視，但4套軸承中有3套均在2×105r以后失效，可以認(rèn)為通過(guò)試驗(yàn)確定的壽命的點(diǎn)估計(jì)是可信的，同時(shí)也說(shuō)明理論計(jì)算公式還存在一定缺陷。

5 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)試驗(yàn)研究了常幅載荷下滾動(dòng)軸承與滑軌的疲勞磨損行為，并采用滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程計(jì)算其理論壽命，同時(shí)根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)給定可靠度為0.99時(shí)的軸承壽命進(jìn)行了估計(jì)。由試驗(yàn)結(jié)果可知，高精度滾動(dòng)軸承磨損量基本隨時(shí)間呈線性關(guān)系，沒(méi)有明顯的磨合階段；而滑軌則存在明顯磨合階段。這是由二者精度和表面質(zhì)量不同所致。軸承理論壽命和根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算的壽命的點(diǎn)估計(jì)存在較大差異，這是由系數(shù)V,λ,e0取值的模糊性造成的。