姜維，裴玉楠，葛世東，于曉凱

(1.洛陽(yáng)軸研科技股份有限公司，河南 洛陽(yáng) 471039；2.河南省高性能軸承技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河南 洛陽(yáng) 471039；3.滾動(dòng)軸承產(chǎn)業(yè)技術(shù)創(chuàng)新戰(zhàn)略聯(lián)盟，河南 洛陽(yáng) 471039；4.北京控制工程研究所，北京 100190)

隨著鐵路運(yùn)輸高速化的發(fā)展，滾動(dòng)軸承因其摩擦因數(shù)小、軸向尺寸小、安裝方便等優(yōu)點(diǎn)，逐漸取代了滑動(dòng)軸承，但滾動(dòng)軸承的滾動(dòng)體與滾道之間的接觸是點(diǎn)接觸或線接觸，在一般載荷下便會(huì)產(chǎn)生較高的接觸疲勞應(yīng)力。鐵路客車中高速電動(dòng)機(jī)軸承承受的載荷較大，速度較高，潤(rùn)滑方式為脂潤(rùn)滑，并且沖擊載荷較大，軸承易發(fā)生疲勞剝落、斷裂或燒結(jié)，為客車中最脆弱的零件之一[1]。其中，軸承保持架如果設(shè)計(jì)不合理，離心力會(huì)導(dǎo)致其疲勞失效，甚至造成災(zāi)難性的后果[2]。

為此，下文針對(duì)某型號(hào)客車高速電動(dòng)機(jī)圓柱滾子軸承保持架出現(xiàn)疲勞斷裂的現(xiàn)象，分析保持架工作應(yīng)力特性和共振頻率，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證導(dǎo)致保持架斷裂的原因。

1 保持架工作應(yīng)力分析

某型號(hào)客車上電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，兩端支承軸承均為滾動(dòng)軸承，其中一端為NU210圓柱滾子軸承，保持架為實(shí)體保持架，材料為黃銅H62,采用滾子引導(dǎo)。在客車運(yùn)行2×105km后，拆機(jī)發(fā)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)90%以上的圓柱滾子軸承保持架出現(xiàn)斷裂，如圖1所示。

圖1 斷裂保持架

根據(jù)保持架的運(yùn)動(dòng)和受力情況分析，保持架理論上是一個(gè)繞軸承軸線做定軸轉(zhuǎn)動(dòng)的非受力零件，將其視為一個(gè)受復(fù)雜力系作用的剛體，保持架在工作過(guò)程中主要承受以下作用力：滾子對(duì)保持架的碰撞力和摩擦力,引導(dǎo)套圈對(duì)保持架的法向力和摩擦力,保持架質(zhì)量不平衡力,重力,離心力。

其中，可能對(duì)保持架斷裂產(chǎn)生實(shí)質(zhì)性影響的作用力是保持架的共振、滾子對(duì)保持架的碰撞力以及保持架離心力。

1.1 共振

NU210圓柱滾子軸承的相關(guān)參數(shù)為：內(nèi)圈轉(zhuǎn)速ni=3 000 r/min，滾子直徑Dw=7 mm，外徑D=90 mm,內(nèi)徑d=50 mm,平均直徑dm=70 mm。因?yàn)檩S承內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)，外圈固定，保持架的轉(zhuǎn)速為

(1)

代入?yún)?shù)可得nR=1 350 r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)頻率f=141.3 Hz。

利用ABAQUS對(duì)保持架進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算其各階固有頻率，與運(yùn)轉(zhuǎn)頻率的對(duì)比結(jié)果見(jiàn)表1。由表可知，保持架各階固有頻率遠(yuǎn)大于運(yùn)轉(zhuǎn)頻率，故保持架的共振不是引起其斷裂的原因。

表1 保持架固有頻率和運(yùn)轉(zhuǎn)頻率

1.2 滾子對(duì)保持架的碰撞力

軸承在正常勻速工作時(shí)碰撞力很小，只有在急加速或急減速時(shí)碰撞力較大。經(jīng)過(guò)分析，NU210軸承滾子作用在保持架單個(gè)窗口上最大碰撞力為400 N。在保持架窗口上施加400 N作用碰撞力，保持架的應(yīng)力分布如圖2所示。由圖可知，最大應(yīng)力在軸承過(guò)梁處，為35.8 MPa，且保持架側(cè)壁倒角處應(yīng)力為8.8 MPa，因此滾子對(duì)保持架的碰撞力不是造成過(guò)梁圓弧過(guò)渡處產(chǎn)生疲勞斷裂的主要原因。

圖2 碰撞力下保持架的應(yīng)力分布圖

1.3 離心力

由于保持架旋轉(zhuǎn)引起的離心力對(duì)保持架的作用是沿圓周方向的拉伸應(yīng)力，在同樣的轉(zhuǎn)速下，其大小和性質(zhì)都不隨時(shí)間變化。因?yàn)樵撾妱?dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化不明顯，因此保持架受離心力的作用可按擬靜應(yīng)力學(xué)進(jìn)行處理。由于保持架具有兜孔等特殊結(jié)構(gòu)，沿圓周質(zhì)量分布不均勻，在離心力作用下，保持架上各點(diǎn)徑向位移不等。當(dāng)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)NU210軸承保持架在離心力作用下的應(yīng)力分布圖如圖3所示。由圖可知，最大應(yīng)力在側(cè)梁圓弧過(guò)渡處，最大值σ=62.8 MPa，保持架材料的疲勞極限σN=120 MPa>σ，故離心力不是引起保持架疲勞斷裂的主要原因。

圖3 離心力作用下保持架的應(yīng)力分布

1.4 離心力和滾子碰撞力對(duì)保持架的綜合作用

軸承在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，保持架受到離心力和滾子周期碰撞力的共同作用，從而使其應(yīng)力處于不斷變化中。

保持架最大應(yīng)力位于側(cè)壁倒圓處，每個(gè)兜孔側(cè)壁倒圓處的應(yīng)力呈周期性變化。用ABAQUS進(jìn)行有限元分析，單個(gè)兜孔在離心力和最大碰撞力作用下時(shí)，其側(cè)壁倒圓處的應(yīng)力σrN=72 MPa；當(dāng)兜孔運(yùn)轉(zhuǎn)到一定位置時(shí)，其只承受離心力的作用，此時(shí)該兜孔側(cè)壁倒圓處的應(yīng)力為62.8 MPa。因此，保持架兜孔的最大應(yīng)力為72 MPa，最小應(yīng)力為62.8 MPa。

構(gòu)件產(chǎn)生疲勞斷裂主要取決于構(gòu)件的抗疲勞強(qiáng)度，抗疲勞強(qiáng)度主要取決于構(gòu)件的材料、結(jié)構(gòu)及受力狀態(tài)。當(dāng)材料、結(jié)構(gòu)確定后，主要取決于構(gòu)件的受力狀態(tài)。當(dāng)零件承受交變應(yīng)力，且應(yīng)力變化次數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于103時(shí)，應(yīng)主要考慮零件的疲勞壽命。保持架的疲勞運(yùn)轉(zhuǎn)次數(shù)為

式中：N0為持久疲勞極限所對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)，一般為106～107，取106；σrN為零件所受的最大應(yīng)力，MPa；m為材料常數(shù)，取9。

軸承轉(zhuǎn)速為n=3 000 r/min，列車運(yùn)行速度為V=150 km/h，保持架運(yùn)轉(zhuǎn)9.9×107次時(shí)列車運(yùn)行距離為

即軸承運(yùn)行1.8×105km時(shí)發(fā)生疲勞破壞。因此，保持架斷裂的主要原因是：離心力導(dǎo)致保持架側(cè)壁倒圓角處產(chǎn)生應(yīng)力集中，滾子對(duì)保持架兜孔的碰撞力使側(cè)壁倒圓角處產(chǎn)生交變應(yīng)力，在其作用下軸承運(yùn)轉(zhuǎn)一定的時(shí)間后保持架產(chǎn)生裂紋，裂紋擴(kuò)展進(jìn)而使其斷裂。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

當(dāng)該批保持架運(yùn)轉(zhuǎn)2×105km時(shí)均出現(xiàn)裂紋，而非偶然性因素如加工缺陷、未按圖紙加工等引起的故障。為了驗(yàn)證理論分析的正確性，另外拆解其他10臺(tái)運(yùn)轉(zhuǎn)2×105km的電動(dòng)機(jī)，用熒光進(jìn)行探傷檢驗(yàn)，結(jié)果如圖4所示。由圖可知， 在保持架側(cè)壁倒圓處均發(fā)亮，說(shuō)明該位置均已產(chǎn)生裂紋，與分析結(jié)果完全一致。

圖4 熒光探傷保持架分解圖

經(jīng)過(guò)以上分析可知，應(yīng)在保持架設(shè)計(jì)時(shí)考慮軸承離心力和碰撞力的綜合作用，將保持架結(jié)構(gòu)改進(jìn)為鉚接式可避免在側(cè)壁倒圓處出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

3 結(jié)論

經(jīng)過(guò)試驗(yàn)證明，導(dǎo)致某高速電動(dòng)機(jī)用圓柱滾子軸承保持架斷裂的主要原因?yàn)楸３旨芙Y(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，使其在離心力作用下產(chǎn)生應(yīng)力集中，運(yùn)轉(zhuǎn)一定時(shí)間后其側(cè)壁倒圓處萌生裂紋，裂紋擴(kuò)展，最終導(dǎo)致保持架斷裂。