楊凡，陳浩，趙俊

(東風(fēng)鼎新動(dòng)力系統(tǒng)科技有限公司 技術(shù)中心，武漢 430058)

滾動(dòng)軸承的失效形式主要有疲勞、磨損、腐蝕、電蝕、塑性變形、斷裂和開裂[1-4]，疲勞和磨損占軸承失效的56%[5]。滾動(dòng)軸承的承載能力由基本額定靜載荷和基本額定動(dòng)載荷構(gòu)成，兩者主要取決于滾動(dòng)體數(shù)量、直徑以及節(jié)圓直徑[6-7]，因此，軸承設(shè)計(jì)一般重點(diǎn)關(guān)注和校核軸承額定靜、動(dòng)載荷是否滿足其工況要求，標(biāo)準(zhǔn)中未介紹對內(nèi)外圈強(qiáng)度的校核;但實(shí)際應(yīng)用中內(nèi)外圈斷裂是最嚴(yán)重的失效形式，將會(huì)造成重大事故及無法挽回的經(jīng)濟(jì)損失。文獻(xiàn)[8]針對軸承裝配過程中外圈斷裂問題對其制造工藝進(jìn)行了詳細(xì)的剖析，給出了鍛造、車削和熱處理加工過程中產(chǎn)生裂紋的原因及改進(jìn)措施；文獻(xiàn)[9]針對發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承外圈斷裂失效，從外圈的斷裂形貌，內(nèi)圈和鋼球的材料屬性等方面進(jìn)行詳細(xì)的分析和探索，得出鋼球疲勞剝落是導(dǎo)致外圈開裂的根本原因；文獻(xiàn)[10]分析某深溝球軸承外圈斷裂原因，得出熱處理過程中爐內(nèi)碳勢過高引起表面增碳從而導(dǎo)致脆性斷裂的結(jié)論。

上述文獻(xiàn)中軸承內(nèi)外圈均無特殊結(jié)構(gòu)，外圈斷裂的根本原因主要由于制造過程或質(zhì)量控制不當(dāng)。汽車變速箱中帶定位板的深溝球軸承由于定位板與軸承連成一體，其外圈結(jié)構(gòu)與標(biāo)準(zhǔn)軸承有一定差異，因此有必要分析該軸承在試驗(yàn)中外圈斷裂的原因。

1 失效軸承狀況

失效軸承是一種用于變速箱中帶有定位板的深溝球軸承，定位板通過螺栓連接固定在變速箱殼體上以限制外圈的軸向移動(dòng)，深溝球軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。該類軸承最大的優(yōu)點(diǎn)是外圈與定位板連接成整體從而減小軸系軸向的空間布置[11-12]，進(jìn)而減小整臺變速箱的軸向尺寸，但外圈與定位板的連接區(qū)域完全依靠定位板支承，降低了外圈相應(yīng)部位的徑向剛度，削弱了外圈的徑向承載能力。失效軸承內(nèi)外圈和鋼球材料均為GCr15鋼，定位板材料為20Cr鋼，變速箱耐久試驗(yàn)中出現(xiàn)外圈在倒擋時(shí)斷裂成兩部分(圖1)，內(nèi)圈、鋼球、保持架未見異常，其他零件外觀形貌如圖2所示。對各零件相關(guān)尺寸進(jìn)行檢測，結(jié)果都滿足圖紙要求。

表1 深溝球軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of deep groove ball bearing

圖1 軸承外圈斷裂Fig.1 Outer ring fracture of bearing

圖2 失效軸承其他零件外觀形貌Fig.2 Appearance morphology of other parts of failure bearing

2 常規(guī)檢查

2.1 斷口宏觀觀察與分析

外圈斷裂區(qū)域位于外圈與定位板連接處的平面根部(圖3a中紅線標(biāo)記)，與變速箱倒檔時(shí)外圈承受鋼球的軸向力和徑向力的合力方向指向的區(qū)域相同。對外圈進(jìn)行斷口分析可知，斷裂起始源是圖3b中藍(lán)色橢圓形標(biāo)記的區(qū)域，然后裂紋沿紅色波浪線方向慢慢擴(kuò)展，直至外圈完全斷裂，屬于疲勞斷裂。圖3b中黃線區(qū)域的黑色印記是外圈與定位板相互接觸留下的痕跡，在定位板上可以找到對應(yīng)的接觸印記(圖4中紅色)，由此可知，斷裂起源位于外圈與鋼球接觸的承載區(qū)。

圖3 外圈斷口處Fig.3 Fracture area of outer ring

圖4 定位板Fig.4 Retaining plate

2.2 材料及其熱處理質(zhì)量

分別采用直讀光譜儀、洛氏硬度計(jì)及金相顯微鏡并按照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)及圖紙要求對套圈、鋼球以及定位板的化學(xué)成分、材料屬性及熱處理質(zhì)量進(jìn)行了符合性檢驗(yàn)，均未發(fā)現(xiàn)異常。

3 載荷計(jì)算

3.1 模型的建立

借助Masta軟件建立了齒輪、軸和軸承傳動(dòng)系統(tǒng)的載荷計(jì)算模型，如圖5a所示，計(jì)算倒檔工況下軸承的載荷，并將其施加在圖5b所示的有限元計(jì)算模型中。此模型包括變速箱殼體、緊固螺栓、軸承定位板、軸承內(nèi)外圈、鋼球，各零件之間的約束關(guān)系見表2。為減少計(jì)算時(shí)間，同時(shí)不影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，只保留軸承裝配區(qū)域周圍的殼體模型，在殼體邊界處施加固定約束。從Masta中計(jì)算得到的軸承載荷施加在軸承內(nèi)圈中心，內(nèi)圈孔面上的節(jié)點(diǎn)通過剛性單元(Rb3)耦合到內(nèi)圈孔中心處，有限元模型與Masta中的計(jì)算模型坐標(biāo)方向完全一致。

圖5 載荷計(jì)算模型Fig.5 Calculation model of load

表2 有限元模型零件之間的約束關(guān)系Tab.2 Constraint relationship among parts for finite element model

3.2 計(jì)算結(jié)果

在倒擋工況下(軸承在圖5a所示坐標(biāo)下計(jì)算得到x,y,z方向的載荷分別為13.62,4.65，15.13 kN)，定位板與殼體的間隙為0.35 mm時(shí)，分別計(jì)算了鋼球與定位板螺栓孔重合以及對稱分布2種狀態(tài)下軸承外圈拉應(yīng)力分布，結(jié)果如圖6所示，外圈圓周方向應(yīng)力較大區(qū)域位于鋼球處，最大拉應(yīng)力在軸承承載區(qū)，并位于外圈與定位板連接面的根部，與2.1節(jié)中分析的斷裂起始源位置(圖3)吻合。由圖6可知，在倒擋工況下，鋼球與定位板螺栓孔重合時(shí)外圈的最大拉應(yīng)力為2 043 MPa，鋼球與定位螺栓孔呈對稱分布時(shí)外圈上的最大拉應(yīng)力為1 915 MPa，已經(jīng)超過了此外圈材料的屈服極限(1 810 MPa)[13]。

圖6 軸承外圈應(yīng)力分布Fig.6 Stress distribution in bearing outer ring

4 失效原因與改進(jìn)措施

4.1 失效原因

通過分析可知軸承的尺寸、硬度、金相等方面都滿足圖紙要求，未發(fā)現(xiàn)任何異常。有限元計(jì)算外圈在倒擋工況下的最大拉應(yīng)力超過材料的屈服應(yīng)力，所處區(qū)域與斷口分析得到的斷裂起始源位置基本一致，由此可確定軸承的失效模式為疲勞斷裂，外圈上過大的拉應(yīng)力是造成其斷裂的根本原因。

緊固螺栓作用在軸承定位板的軸向拉力傳遞分配如圖7所示，為避免軸承外圈軸向移動(dòng)，殼體與定位板之間必須保留一定的間隙，定位板通過螺栓預(yù)緊來定位外圈，變速箱殼體和外圈共同承受著來自定位板的軸向拉力。若能夠降低定位板與外圈之間的力，便可減小外圈在倒擋工況下的應(yīng)力。在具體擋位下，定位板軸向拉力包括螺栓預(yù)緊力和來自軸承的軸向力，若變速箱殼體分擔(dān)更多來自定位板的拉力，則外圈所承受的來自定位板的拉力將會(huì)減小，作用在外圈上的應(yīng)力也會(huì)隨之降低。

圖7 定位板與外圈載荷分配Fig.7 Load distribution between retaining plate and outer ring

4.2 改進(jìn)措施

通過減小定位板與殼體之間的間隙使殼體承受更多來自定位板的拉力，采用前文建立的有限元計(jì)算模型，在鋼球與定位板螺栓孔重合的情況下，分別計(jì)算了軸承定位板與殼體間隙為0.02，0.10，0.20，0.40 mm時(shí)外圈的應(yīng)力分布，結(jié)果如圖8所示，最大拉應(yīng)力由0.40 mm間隙下的2 058 MPa減小到0.02 mm的1 662 MPa，下降了19.2%。

圖8 定位板與殼體間隙不同時(shí)的外圈應(yīng)力分布對比Fig.8 Comparison of stress distribution in outer ring under different gaps between retaining plate and shell

在不改變軸承尺寸和結(jié)構(gòu)的前提下，通過減小定位板與殼體之間的間隙可有效降低軸承外圈上的拉應(yīng)力。改進(jìn)措施實(shí)施后，軸承順利通過了變速箱耐久試驗(yàn)。

5 結(jié)束語

通過對帶定位板的深溝球軸承失效分析得出，外圈斷裂是由于在倒擋工況下，斷裂起始源區(qū)域的最大拉應(yīng)力已超過了此材料的屈服極限所致。通過減小定位板與殼體之間的間隙使變速箱殼體承受更多來自定位板的軸向拉力，從而減小軸承外圈與定位板之間的應(yīng)力。改進(jìn)后的軸承順利通過變速箱耐久試驗(yàn)，不僅驗(yàn)證了失效分析的正確性和有限元計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，而且有效解決了此軸承失效問題。