呂彪，李堅，何劉海，成曉鳴

(中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002)

滾動軸承是航空發(fā)動機的重要部件，也是易損壞件，據(jù)統(tǒng)計30%航空發(fā)動機故障由軸承故障引起[1]，常見軸承失效形式有疲勞、磨損、腐蝕、斷裂等[2]。在某些情況下，航空發(fā)動機軸承失效會導致嚴重的后果，因此對軸承失效進行相關研究非常必要；然而航空發(fā)動機軸承工作轉(zhuǎn)速高，工況惡劣，失效的影響因素復雜，失效形式和形貌不同，給軸承失效分析帶來困難。

針對上述問題，相關學者從軸承的失效形貌和機理方面進行研究：文獻[3]從材料、 加工、熱處理、磨削和裝配等方面歸納了軸承套圈常見的缺陷，并提出預防措施；文獻[4-7]對軸承內(nèi)圈開裂故障進行了分析， 通過斷口觀察和金相分析認為故障主要由材料缺陷或加工缺陷引起；文獻[8-11]對軸承保持架疲勞斷裂進行了分析，認為系統(tǒng)異常振動、 保持架設計不合理和軸承異常運轉(zhuǎn)會造成保持架疲勞斷裂；文獻[12-13]對軸承外圈斷裂進行了分析，認為加工缺陷是引起軸承外圈斷裂的主要原因；文獻[14-16]利用有限元法計算了軸承零件的應力分布，根據(jù)應力分布對軸承零件優(yōu)化改進。

上述文獻大多針對軸承疲勞斷裂失效的形式和形貌進行研究，少有結(jié)合應力分析和試驗對軸承疲勞斷裂原因進行分析。鑒于此，本文首先進行軸承外圈疲勞開裂處的斷口分析，然后通過振動應力測試、應力仿真計算和振動疲勞試驗分析軸承外圈疲勞開裂的原因并提出改進措施。

1 斷口分析

軸承外圈材料為Cr4Mo4V，軸承外圈開裂外觀如圖1所示：裂紋位于圖中左側(cè)蝴蝶結(jié)與外圈外圓面轉(zhuǎn)接處(圖中R處)，沿軸向分布并貫穿整個外圈壁厚。裂紋位置附近可見線切割加工熔融痕跡(圖2)。

圖1 軸承外圈裂紋外觀

圖2 斷口附近表面線切割熔融痕跡

外圈裂紋斷口宏觀形貌如圖3所示：斷面呈淺灰色，可見明顯的疲勞弧線；從疲勞弧線收斂方向來看，裂紋起始于外圈外圓面與蝴蝶結(jié)轉(zhuǎn)接處表面，表現(xiàn)為線源，疲勞源區(qū)可見明顯疲勞臺階，沿外圈徑向及軸向擴展；疲勞擴展區(qū)存在明顯的放射棱線，疲勞擴展區(qū)約占整個斷面的1/2。

圖3 外圈裂紋斷口宏觀形貌

疲勞擴展區(qū)微觀形貌如圖4所示，可見明顯的疲勞條帶和二次裂紋。

圖4 疲勞擴展區(qū)微觀形貌

通過斷口分析可知，軸承外圈開裂屬于高周疲勞失效，但不能精確給出裂紋產(chǎn)生原因。分析裂紋產(chǎn)生的可能原因：1)振動應力過大導致軸承外圈疲勞開裂；2)穩(wěn)態(tài)應力過大，許用振動應力小，即使較小的振動也會導致軸承外圈疲勞開裂；3)軸承外圈存在一定缺陷，其高周疲勞強度較小。因此，需要開展振動應力測試獲得軸承外圈裂紋起始位置的振動應力，開展計算分析獲得軸承外圈的穩(wěn)態(tài)應力，并進行高周疲勞試驗獲取軸承外圈裂紋起始位置的高周疲勞強度，進而分析軸承外圈開裂原因。

2 振動應力測試

為獲得運行過程中軸承外圈振動應力分布，在航空發(fā)動機整機試車過程中使用32通道DEWE-M7S應變測量儀測量軸承外圈的振動應力。

根據(jù)軸承外圈裂紋起始位置、裂紋走向、受力情況以及模態(tài)應力分布情況，確定的5個振動應力測量應變計位置如圖5所示：均沿周向貼片，S1和S2靠近裂紋起始位置，S1，S3分別與S4，S5關于中面對稱。在發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)情況下，測量軸承外圈的振動應力。

圖5 應變計位置

S1測點的振動應力瀑布圖如圖6所示：軸承外圈沒有發(fā)生明顯共振，振動應力主要頻率成分為燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子基頻及其2倍頻和3倍頻，且基頻(708.01 Hz)成分最大，屬于強迫振動，即軸承外圈振動主要由燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子不平衡載荷引起的激振力激起。

圖6 S1測點振動應力瀑布圖

振動應力最大時各測點的頻譜圖如圖7所示：S1測點的振動應力最大，最大振動應力總量為59.7 MPa。

圖7 振動應力最大時各測點頻譜圖

因裂紋起始位置無法粘貼應變計，需要通過仿真計算應變計位置與裂紋起始位置之間振動應力的比值關系，進而換算出裂紋起始位置的振動應力值。

3 仿真計算分析

使用有限元軟件ANSYS中的10節(jié)點四面體單元對軸承外圈進行網(wǎng)格劃分，將軸承外圈安裝面固定，在滾道面施加220 N徑向力、35 N軸向力，溫度為60 ℃，得到裂紋起始位置穩(wěn)態(tài)應力為19 MPa。

將軸承外圈安裝面固定，在滾道面施加頻率為708 Hz，大小為1 N的激振力，計算得到軸承外圈振動應力分布如圖8所示。最大振動應力位于R處，與裂紋起始位置吻合，且S1測點處振動應力為R處振動應力的25%。上節(jié)測得S1測點振動應力為59.7 MPa，換算得到裂紋起始位置振動應力為238.8 MPa。從計算分析可知，裂紋起始位置的穩(wěn)態(tài)應力為19 MPa，遠小于材料的強度極限，振動應力為238.8 MPa，遠小于材料的疲勞極限。

圖8 軸承外圈振動應力分布

4 疲勞試驗

為獲得軸承外圈R處的疲勞強度，通過切割軸承外圈獲得疲勞試驗件。試驗件安裝示意圖如圖9所示，用螺栓將試驗件固定在振動試驗臺的臺面上，施加頻率為試驗件一階固有頻率的激振力，激起試驗件共振，至試驗件出現(xiàn)裂紋并擴展至一定程度。在夾持部位施加固定約束，得到疲勞試驗件振型和振動應力分布如圖10所示：試驗件一階頻率為1 612 Hz，一階最大振動應力位于軸承外圈R處。

圖9 試驗件安裝示意圖

(a)試驗件模型

為研究線切割產(chǎn)生的熔融層對軸承外圈疲勞強度的影響，共設計了2種試驗件：第1種試驗件表面沒有進行處理，保留熔融層，共6件；第2種試驗件將表面的熔融層拋除，共3件。2種狀態(tài)試驗件疲勞強度試驗結(jié)果見表1。

表1 2種狀態(tài)軸承外圈試驗件疲勞試驗結(jié)果

由表1可知，帶熔融層試驗件平均疲勞強度為719 MPa，有77.2%的分散度，分散性較大，主要由試驗件熔融層深度不同引起，熔融層深度越大，疲勞強度越低。拋去熔融層試驗件平均疲勞強度為1 188 MPa，比帶熔融層試驗件平均疲勞強度高65.3%，并且分散度較小?？梢钥闯觯€切割產(chǎn)生的熔融層大幅降低了軸承外圈疲勞強度，并且分散性很大，實際產(chǎn)生裂紋的軸承外圈的疲勞強度比340 MPa更低。

5 結(jié)論

結(jié)合應力計算和疲勞試驗對軸承外圈開裂的原因進行分析，得出如下結(jié)論：

1)斷口分析表明軸承外圈開裂屬于高周疲勞失效。

2)軸承外圈裂紋起始位置穩(wěn)態(tài)應力為19 MPa，遠小于材料強度極限；軸承外圈振動由燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子不平衡載荷產(chǎn)生的激振力引起，最大振動應力為238.8 MPa，遠小于材料疲勞極限。

3)線切割產(chǎn)生的熔融層是軸承外圈出現(xiàn)裂紋的主要原因。對于使用線切割加工的軸承零件，應采用必要措施控制熔融層的產(chǎn)生，并在線切割后將熔融層去除。