韓傳文 趙宏國

（道依茨一汽（大連）柴油機(jī)有限公司大連116600）

發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇軸承損壞故障分析

韓傳文 趙宏國

（道依茨一汽（大連）柴油機(jī)有限公司大連116600）

BFM 1013柴油發(fā)動(dòng)機(jī)在匹配某品牌挖掘機(jī)初期，發(fā)生發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇軸承損壞，導(dǎo)致風(fēng)扇脫落，將水箱損壞的故障。為解決該問題，對風(fēng)扇支架進(jìn)行拆解分析、對風(fēng)扇軸承的受力進(jìn)行計(jì)算分析，最終確定故障原因：由于選配的深溝球軸承的承載能力不足，無法滿足挖掘機(jī)的特定使用條件，導(dǎo)致風(fēng)扇軸承損壞。通過更改設(shè)計(jì)，采用雙列角接觸球軸承，提高軸承的承載能力，有效避免了此類故障發(fā)生。

風(fēng)扇支架 軸承 故障 承載能力

1 前言

工作過程中，柴油機(jī)需要散熱，以保持其在一定的工作溫度范圍內(nèi)正常運(yùn)轉(zhuǎn)，其中風(fēng)扇起著必不可少的作用。為了保證風(fēng)扇高速、平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)，風(fēng)扇軸承的功能必須可靠。

在匹配某品牌挖掘機(jī)初期，BFM1013柴油機(jī)發(fā)生多起風(fēng)扇軸承損壞，風(fēng)扇脫落，導(dǎo)致水箱損壞，直接損失金額較大，間接誤工損失嚴(yán)重，用戶抱怨強(qiáng)烈；且因整機(jī)設(shè)備布置空間限制，維修困難，需要從源頭上徹底解決。

2 失效分析

2.1 風(fēng)扇支架結(jié)構(gòu)

BFM1013柴油發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇支架結(jié)構(gòu)總成如圖1所示。風(fēng)扇支架固定在發(fā)動(dòng)機(jī)水泵支架上，風(fēng)扇通過皮帶傳動(dòng)與發(fā)動(dòng)機(jī)一起轉(zhuǎn)動(dòng)。

圖1 BFM 1013柴油發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇支架總成

2.2 失效件拆解分析

通過對失效的風(fēng)扇支架拆解觀察，發(fā)現(xiàn)軸承鋼球支架已經(jīng)嚴(yán)重?fù)p壞；進(jìn)一步拆解，觀察到失效的風(fēng)扇軸承狀態(tài)如下：

—中間體有明顯鋼球壓痕，為鋼球竄出后產(chǎn)生；

—鋼球槽表面有大量的黑色雜質(zhì)，質(zhì)感脆硬；

—鋼球槽有明顯磨損痕跡（清理后）；

—鋼球接觸面已磨損、變形。

失效的風(fēng)扇軸承見圖2。

圖2 失效的風(fēng)扇軸承

上述現(xiàn)象產(chǎn)生的原因是高溫。而軸承產(chǎn)生高溫的可能因素主要是：

—散熱和潤滑不良；

—異常磨損。

針對上述可能的因素進(jìn)行逐項(xiàng)排查。

2.2.1 散熱和潤滑不良

該發(fā)動(dòng)機(jī)采用的軸承，設(shè)計(jì)有散熱出氣孔。觀察失效樣件，此孔沒有堵塞現(xiàn)象。該軸承為自潤滑結(jié)構(gòu)，采用油脂潤滑。拆解鋼球槽，發(fā)現(xiàn)其上的黑色脆硬雜質(zhì)來源于潤滑脂高溫殘留物質(zhì)。發(fā)動(dòng)機(jī)已運(yùn)行1 000 h以上，可以確認(rèn)出廠時(shí)已填充潤滑脂。說明軸承失效并非由散熱和潤滑不良因素造成。

2.2.2 異常磨損

導(dǎo)致軸承異常磨損的可能因素主要有：—軸承中有異物；—軸承承載力不足。

該軸承設(shè)計(jì)有防塵蓋，且為雙面密封。觀察失效件，除有高溫導(dǎo)致潤滑脂殘留物質(zhì)外，無其他異物，因而可以判斷軸承中沒有異物。軸承承載力分析見2.3節(jié)“風(fēng)扇軸承受力分析”。

2.3 風(fēng)扇軸承受力分析

采用AVL公司的EXCITE-TD軟件，對BFM1013發(fā)動(dòng)機(jī)的風(fēng)扇輪系進(jìn)行受力分析。建立風(fēng)扇輪系計(jì)算模型，見圖3。

模擬風(fēng)扇輪系時(shí)，采用的主要參數(shù)見表1。

模擬計(jì)算中，曲軸帶輪轉(zhuǎn)速恒定為2 300 r/min?？紤]曲軸在實(shí)際工作中會(huì)發(fā)生輕微轉(zhuǎn)速波動(dòng)，在2 300 r/min的基礎(chǔ)上加入了一個(gè)頻率為720°曲軸轉(zhuǎn)角、振幅約為100 r/min的轉(zhuǎn)速波動(dòng)。曲軸帶輪轉(zhuǎn)速如圖4所示。

模擬計(jì)算中，由于主動(dòng)輪曲軸帶輪的轉(zhuǎn)速是在2 200～2 400 r/min范圍內(nèi)變化，所以皮帶所受拉力有較大幅度的波動(dòng)。模擬分析表明，在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中，雖然曲軸帶輪轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)波動(dòng)，風(fēng)扇輪系仍能保持基本平穩(wěn)運(yùn)行。風(fēng)扇帶輪兩側(cè)皮帶所受的拉力分別為1 459N和257 N；根據(jù)矢量求和，風(fēng)扇軸承所受載荷為1 575.78N。風(fēng)扇帶輪兩側(cè)皮帶受力情況見圖5。

圖3 風(fēng)扇輪系計(jì)算模型

表1 風(fēng)扇輪系主要參數(shù)

圖4 曲軸帶輪轉(zhuǎn)速

2.4 軸承承載能力計(jì)算

BFM1013發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)壽命為8 000 h。計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷公式如下：

F=XFx+YFy[1]（1）

式中：

F——當(dāng)量動(dòng)載荷，N；

圖5 風(fēng)扇帶輪兩側(cè)皮帶受力

Fx——軸承所受的徑向載荷，N；Fy——軸承所受的軸向載荷，N；

X——徑向動(dòng)載荷因數(shù)；

Y——軸向動(dòng)載荷因數(shù)。

當(dāng) Fy/Fx≤e時(shí)，X=1，Y=0，說明軸向力 Fy小，其對當(dāng)量動(dòng)載荷F影響可忽略不計(jì)；當(dāng)Fy/Fx＞e時(shí)，說明軸向力Fy較大，必須考慮其影響。e為軸向載荷影響因數(shù)，根據(jù)規(guī)定，這里取0.38[2]。

根據(jù)2.3節(jié)風(fēng)扇軸承受力分析，風(fēng)扇軸承所受載荷Fx為1 575.78N。發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，還需考慮風(fēng)扇阻力在風(fēng)扇軸承上產(chǎn)生的軸向力。根據(jù)計(jì)算，工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)2 300 r/min時(shí)，風(fēng)扇軸承承受的軸向力約為260N。

則 X=1，Y=0；

軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為：F=Fx=1 575.78N。

按下列公式，計(jì)算軸承的額定動(dòng)載荷：

式中：

FC——額定動(dòng)載荷，N；

fF——載荷性質(zhì)因素；

ft——溫度因數(shù)

n——轉(zhuǎn)速，r/min；

Lh——基本額定壽命，s；

ε——軸承壽命指數(shù)，對于球軸承ε=3。

載荷性質(zhì)與載荷性質(zhì)因素fF關(guān)系及溫度與溫度因數(shù)ft關(guān)系見表2和表3。取fF=1.1；ft=1；n為2 300 r/min；Lh為8 000 h；由公式（3）得風(fēng)扇軸承額定動(dòng)載荷FC為17 915N。

查詢軸承手冊得知，所采用的風(fēng)扇軸承，其額定動(dòng)載荷承載力為14 000N，無法滿足該發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作過程中所承受的載荷。

工程機(jī)械設(shè)備實(shí)際工作條件及設(shè)備運(yùn)行中的行進(jìn)速度等因素，決定了工程機(jī)械設(shè)備發(fā)動(dòng)機(jī)比車用發(fā)動(dòng)機(jī)需要更多的散熱，故需要大風(fēng)力的風(fēng)扇。大風(fēng)力風(fēng)扇所產(chǎn)生的風(fēng)阻也大，大的風(fēng)阻在風(fēng)扇軸承上所產(chǎn)生的軸向力大；此外發(fā)動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)運(yùn)行使軸向力急劇增加，因而進(jìn)一步加大軸承的軸向受力。

表2 載荷性質(zhì)與載荷性質(zhì)因素fF關(guān)系

表3 溫度與溫度因數(shù)ft關(guān)系

計(jì)算同直徑（600mm）風(fēng)扇，在工程機(jī)械和車輛2種用途下，在同功率（191 kW）、不同轉(zhuǎn)速工況下，風(fēng)扇軸承所受的軸向力，并進(jìn)行對比。對比結(jié)果見表4發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇軸承軸向力。

表4 發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇軸承軸向力

相同轉(zhuǎn)速下，工程機(jī)械用途的風(fēng)扇軸承所受的軸向力要明顯高于車輛用途的風(fēng)扇軸承所受的軸向力。

2.5 根本原因確定

風(fēng)扇軸承拆解分析和風(fēng)扇軸承受力模擬計(jì)算分析表明，BFM1013柴油發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇軸承的承載能力不足是導(dǎo)致軸承損壞、異常磨損的根本原因。

此外，采用的6305-2RS軸承和6205-2RS軸承都是深溝球軸承，主要承受徑向載荷，雖然能夠承受少量的雙向軸向載荷，但承受沖擊載荷能力差，適合車用發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)場合[4]，但在挖掘機(jī)類設(shè)備持續(xù)不間斷的變工況工作環(huán)境下，其抗沖擊載荷能力差的弱點(diǎn)就暴露出來，這也加速了風(fēng)扇軸承的受損程度。

2.6 改進(jìn)措施

為了提高風(fēng)扇軸承的徑向和軸向的承載能力，選用角接觸球軸承。角接觸球軸承可同時(shí)承受徑向負(fù)荷和軸向負(fù)荷，使得承載能力和抗軸向載荷能力得到大幅提升，滿足工程機(jī)械特殊使用工況對風(fēng)扇軸承承載能力的要求。通過對比分析，最終選用雙列角接觸球軸承，并重新設(shè)計(jì)風(fēng)扇支架。更改前后的風(fēng)扇軸承見圖6。

圖6 更改前后的風(fēng)扇軸承

3 結(jié)論

通過對失效軸承的拆解分析、軸承的受力分析和承載能力的計(jì)算，確定造成軸承損壞故障原因，分析結(jié)論如下：

（1）所選的深溝球軸承承載力不足，無法滿足匹配挖掘機(jī)特殊使用要求。

（2）采用角接觸球軸承可以滿足風(fēng)扇軸承的承載能力，同時(shí)可以承受挖掘機(jī)設(shè)備持續(xù)變工況的軸向沖擊力，提高軸承軸向承載力。

（3）改進(jìn)軸承結(jié)構(gòu)后，至目前此發(fā)動(dòng)機(jī)已大批量投入市場使用，未再發(fā)生此類故障，從源頭上徹底解決了軸承損壞問題。

[1]毛友新.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2004：346-360.

[2]黃曉榮，沈冰，張汝琦.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].北京：中國電力出版社，2005：210-214.

[3]才家剛，王勇.滾動(dòng)軸承使用常識[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011：89-93.

[4]陳龍，頡潭成，夏新濤.滾動(dòng)軸承應(yīng)用技術(shù)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010：126-139.

Faultanalysis for Engine Fan Bearing

Han Chuanwen，Zhao Hongguo
（DEUTZ(DALIAN)ENGINECO.,LTD.,Dalian 116600)

During the initial stage ofmatching BFM1013 diesel engine to a certain brand excavator,there occurred the cooling fan bearing failure,which led to the fan falling offand the damage to the cooling tank.In order to solve thisproblem,the failure partwas disassembled and the analysisofbearing stresswas made.The analysis shows that the load carrying capacity of the original deep groove ball bearing is not sufficientand can'tsatisfy the specialservice conditionsof the excavator,resulting in thebroken fan bearing.By modifying design and selecting a double row angular contact ball bearing,the bearing capacity is enhanced and theproblem issolved.

fan bracket,bearing,broken,load carrying capacity

10.3969/j.issn.1671-0614.2017.04.005

來稿日期：2017-06-14

韓傳文（1984-），男，工程師，主要研究方向?yàn)榉堑缆凡裼桶l(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量問題的分析與改進(jìn)。