邢春生 楊 宇 劉秀海 劉 魯

(1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)研究所 遼寧沈陽 110015；2.中國航空發(fā)動(dòng)機(jī)集團(tuán)航空發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳輸重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 遼寧沈陽 110015)

航空發(fā)動(dòng)機(jī)軸承具有轉(zhuǎn)速高、溫度高、載荷大及工作環(huán)境惡劣等特點(diǎn)[1-4]。 隨著航空發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)的發(fā)展，航空軸承的工作條件和性能指標(biāo)也變得愈加苛刻，是故障多發(fā)的轉(zhuǎn)動(dòng)部件，成為影響航空發(fā)動(dòng)機(jī)可靠性的關(guān)鍵部件[5-7]，設(shè)計(jì)或使用不當(dāng)會(huì)導(dǎo)致多種故障的發(fā)生，如剝落、磨損、打滑蹭傷、套圈及保持架變形或斷裂等[8-10]。其中斷裂故障尤為嚴(yán)重，一旦出現(xiàn)輕則導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)損壞，重則導(dǎo)致機(jī)毀人亡的重大事故。為了提升航空軸承的工作可靠性，確保運(yùn)行安全，除了在軸承設(shè)計(jì)及加工制造工藝上開展研究，還需在航空軸承試驗(yàn)臺(tái)上開展充分的試驗(yàn)驗(yàn)證[11]。

本文作者針對(duì)某航空軸承試驗(yàn)臺(tái)在開展軸承試驗(yàn)時(shí)發(fā)生的支點(diǎn)軸承抱軸、外圈斷裂故障，開展多因素復(fù)查分析工作，確定故障原因，提出相應(yīng)改進(jìn)措施并開展試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 試驗(yàn)臺(tái)支點(diǎn)軸承故障現(xiàn)象

1.1 試驗(yàn)設(shè)備及支點(diǎn)軸承

某型航空軸承試驗(yàn)臺(tái)主體結(jié)構(gòu)見圖1，主要由主軸及支撐其運(yùn)轉(zhuǎn)的2套支點(diǎn)軸承組成，主軸上能夠同時(shí)安裝2套試驗(yàn)軸承進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)臺(tái)能模擬試驗(yàn)軸承在航空發(fā)動(dòng)機(jī)上的轉(zhuǎn)速、載荷、裝配關(guān)系和潤滑條件等，進(jìn)行軸承的性能、耐久性、壽命試驗(yàn)及相關(guān)的專項(xiàng)研究試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，位于主軸兩端的2套支點(diǎn)軸承只承受徑向載荷，徑向加載示意圖見圖2，當(dāng)徑向載荷1和徑向載荷2大小相等時(shí)，2套支點(diǎn)軸承承受大小相同、方向相反的支反力。

圖1 航空軸承試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)示意

圖2 航空軸承試驗(yàn)臺(tái)徑向加載示意

支點(diǎn)軸承結(jié)構(gòu)形式及主要參數(shù)見圖3，在軸承裝配時(shí)保證內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)體的刻字面保持在同一側(cè)。

1.2 試驗(yàn)條件

試驗(yàn)臺(tái)支點(diǎn)軸承發(fā)生故障時(shí)，正在進(jìn)行試驗(yàn)臺(tái)的加載系統(tǒng)運(yùn)行調(diào)試程序，支點(diǎn)軸承試驗(yàn)條件見表1。

表1 支點(diǎn)軸承試驗(yàn)條件

1.3 支點(diǎn)軸承故障現(xiàn)象

當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行到表1所列試驗(yàn)條件第6步時(shí)，試驗(yàn)臺(tái)報(bào)警急停，試驗(yàn)臺(tái)主軸轉(zhuǎn)速從13 430 r/min左右急速降低至0，伴隨支點(diǎn)軸承1外圈溫度異常升高。對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行分解，發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)臺(tái)的支點(diǎn)軸承1抱軸。具體故障表現(xiàn)為：外圈斷裂為3段，保持架單側(cè)磨損嚴(yán)重，全部滾動(dòng)體顏色發(fā)黑磨損嚴(yán)重，內(nèi)圈及外圈滾道整周磨損嚴(yán)重，支點(diǎn)軸承故障形貌見圖4。

圖4 支點(diǎn)軸承1故障形貌

2 故障分析

2.1 故障支點(diǎn)軸承理化檢查

2.1.1 外圈斷口檢查

將外圈的3個(gè)斷口進(jìn)行編號(hào)，見圖4(a)。A斷口宏觀形貌如圖5所示，斷口表面可見明顯的弧形線形貌特征，根據(jù)弧形線匯聚的方向判斷，斷裂起始于外圈滾道面。

圖5 A斷口宏觀形貌

滾道面區(qū)域存在與滾動(dòng)體相互作用產(chǎn)生的磨損擠壓變形，表面凹凸不平，且靠近軸承外圈非刻字端面一側(cè)磨損較嚴(yán)重。故障軸承外圈A斷口區(qū)域外周面至滾道面長度約為6.68 mm，大于設(shè)計(jì)尺寸6.5 mm，說明滾動(dòng)體部分材料在擠壓磨損的作用下，粘附在外圈滾道面表面。

將圖5中滾道面附近區(qū)域形貌放大觀察，見圖6(a)，斷口靠近滾道面區(qū)域較平坦，內(nèi)部較粗糙，平坦區(qū)最大深度約為900 μm；平坦區(qū)靠近滾道面可見明顯的由于磨損擠壓導(dǎo)致的變形分層，深度約為250 μm。滾動(dòng)體與外圈滾道面相互磨損產(chǎn)生的擠壓變形產(chǎn)物已進(jìn)入兩側(cè)的加工槽，見圖6(d)。

圖6 A斷口微觀形貌

弧形線附近區(qū)域可見放射線，形貌見圖7(a)。放大觀察，如圖7(b)所示，斷口表面各區(qū)域均呈韌窩形貌，表明A斷口斷裂性質(zhì)為起始于外圈滾道面的瞬時(shí)斷裂。斷口B、C與斷口A檢查結(jié)論相同，不再贅述。

圖7 A斷口弧形線形貌(a)及放大圖(b)

2.1.2 金相檢查

在故障軸承外圈斷裂附近部位切取截面進(jìn)行組織檢查，試樣腐蝕后宏觀圖像見圖8?？梢姖L道面存在明顯的白亮色過熱層，且更靠近非刻字端面?zhèn)取?/p>

圖8 外圈金相試樣宏觀圖像

過熱層形貌見圖9，最大深度約為830 μm，與斷口靠近滾道面區(qū)域的平坦區(qū)深度基本一致，表明斷口靠近滾道面區(qū)域較平坦應(yīng)與軸承工作過程中過熱有關(guān)?；w與過熱區(qū)的金相組織微觀形貌見圖10，基體為軸承鋼淬火和回火后的正常組織，主要由回火馬氏體、碳化物及殘余奧氏體組成，而過熱區(qū)經(jīng)受高溫后轉(zhuǎn)變?yōu)閵W氏體、淬火馬氏體及碳化物共存的多相高彌散組織。內(nèi)圈、滾動(dòng)體檢查結(jié)果與外圈類似，不再贅述。

圖9 滾道面附近區(qū)域金相組織形貌

圖10 基體與過熱區(qū)金相組織微觀形貌

2.1.3 理化檢查結(jié)論

(1)故障支點(diǎn)軸承外圈3處斷口，均為由于滾道面與滾動(dòng)體之間較重的磨損擠壓作用導(dǎo)致的起始于外圈滾道面的瞬時(shí)斷裂；

(2)故障支點(diǎn)軸承各部件整體均存在偏向非刻字端面一側(cè)的偏磨。

2.2 支點(diǎn)軸承潤滑檢查及分析

2.2.1 潤滑油噴嘴方向及流量檢查

為排查支點(diǎn)軸承潤滑狀態(tài)，在試驗(yàn)臺(tái)上對(duì)支點(diǎn)軸承1、支點(diǎn)軸承2的噴嘴進(jìn)行流量與噴射方向檢查。檢查結(jié)果表明，2套支點(diǎn)軸承的噴嘴均能夠按照設(shè)計(jì)要求將潤滑油噴射到軸承內(nèi)部，噴射方向無異常。各支點(diǎn)軸承的噴嘴流量檢查數(shù)據(jù)見表2，軸承供油量滿足設(shè)計(jì)要求且故障支點(diǎn)軸承1的供油量大于支點(diǎn)軸承2。

表2 支點(diǎn)軸承噴嘴潤滑油流量

試驗(yàn)過程中，支點(diǎn)軸承1及支點(diǎn)軸承2的轉(zhuǎn)速、載荷條件一致，支點(diǎn)軸承2的工作狀態(tài)保持良好，表明2.6 L/min的潤滑油供給量已經(jīng)能夠滿足軸承的潤滑冷卻需求，支點(diǎn)軸承1損壞與潤滑供油量不足無直接關(guān)系。

2.2.2 滑油噴嘴尺寸測(cè)量及分析

相比靜態(tài)下的供油量，軸承在高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，潤滑噴嘴能夠克服風(fēng)阻噴射進(jìn)軸承內(nèi)部的有效供油量更為重要。有效供油量同噴嘴位置、噴嘴數(shù)目、噴射角度、噴射速度及流量等有關(guān)[1，12-14]。文獻(xiàn)[1]中指出噴嘴孔的長/徑比應(yīng)不小于3，以保證噴嘴噴出的潤滑油呈現(xiàn)圓柱狀而不散射。文獻(xiàn)[14]通過試驗(yàn)研究了圓柱滾子軸承DN值(內(nèi)徑與轉(zhuǎn)速乘積)分別為7.35×105、9.95×105、1.2×106mm·r/min時(shí)噴嘴噴射速度對(duì)軸承潤滑冷卻效果的影響，結(jié)果表明，噴嘴噴射速度對(duì)軸承潤滑冷卻效果影響明顯，高速工況下推薦噴嘴噴射速度應(yīng)不小于18 m/s。由表1試驗(yàn)條件可知，支點(diǎn)軸承的DN值介于9×105～1.36×106mm·r/min之間，屬于高速工況，噴嘴噴射速度應(yīng)不小于18 m/s。對(duì)噴嘴孔(噴嘴孔由2個(gè)并排小孔組成)的實(shí)際尺寸進(jìn)行測(cè)量并計(jì)算長/徑比及噴射速度，結(jié)果見表3。

表3 噴嘴孔尺寸及噴射速度

由表3可知，相比支點(diǎn)軸承2，支點(diǎn)軸承1的2個(gè)供油噴嘴孔的長/徑比均小于3，噴出的滑油容易散射，且噴射速度小于18 m/s，可能導(dǎo)致在軸承高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)進(jìn)入到軸承內(nèi)部的有效潤滑油量不足。

2.2.3 潤滑檢查結(jié)論

(1)滑油噴嘴方向及流量檢查結(jié)果表明，故障支點(diǎn)軸承1的潤滑油噴嘴方向及供油量無異常，表明噴嘴方向及流量與支點(diǎn)軸承1的損傷無直接關(guān)系；

(2)故障支點(diǎn)軸承1的潤滑油噴嘴長/徑比及噴射速度均偏小，可能導(dǎo)致軸承高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)進(jìn)入到軸承內(nèi)部的有效供油量不足。

2.3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)檢查及分析

復(fù)查試驗(yàn)記錄數(shù)據(jù)，繪制試驗(yàn)數(shù)據(jù)曲線如圖11所示。

由圖11可知，支點(diǎn)軸承1故障時(shí)試驗(yàn)臺(tái)主軸轉(zhuǎn)速從13 350 r/min急速降低至0，支點(diǎn)軸承1溫度由100 ℃左右急劇升溫到150 ℃左右。從圖11中還可以分析得出如下信息：

(1)在t3時(shí)刻之前，支點(diǎn)軸承1的溫度比支點(diǎn)軸承2高約20 ℃，且一直保持相同的溫升趨勢(shì)；在t3之后，兩者溫差逐漸拉開；到t4時(shí)，支點(diǎn)軸承2的溫度因試驗(yàn)臺(tái)主軸轉(zhuǎn)速降低而降低，而支點(diǎn)軸承1的溫度不降反升，說明支點(diǎn)軸承1在t4時(shí)刻之前就已經(jīng)進(jìn)入非正常工作狀態(tài)，具體為t3～t4時(shí)間段內(nèi)開始出現(xiàn)異常。

(2)支點(diǎn)軸承1、2的供油溫度相同，均為25 ℃左右。支點(diǎn)軸承1、2的回油溫度有明顯差異，在t1之前，由于支點(diǎn)軸承溫度存在約20 ℃的差值兩者回油溫度有約10 ℃的差值；但t1之后隨著主軸轉(zhuǎn)速的升高，支點(diǎn)軸承1的回油溫度升速明顯小于支點(diǎn)軸承2的回油溫度升速；在t2時(shí)刻，支點(diǎn)軸承2的回油溫度超過支點(diǎn)軸承1的回油溫度。以上現(xiàn)象說明支點(diǎn)軸承1的潤滑冷卻效果較支點(diǎn)軸承2的差，在高轉(zhuǎn)速時(shí)更為明顯。

(3)供回油溫差上，支點(diǎn)軸承2的供、回油溫差基本上保持在10 ℃以內(nèi)，且供、回油曲線升降趨勢(shì)一致性較好；而支點(diǎn)軸承1的供、回油溫差在t1之后越來越大，到t4時(shí)已經(jīng)達(dá)到43 ℃。以上現(xiàn)象再次證明支點(diǎn)軸承1的潤滑冷卻效果較支點(diǎn)軸承2的差，在高轉(zhuǎn)速時(shí)更為明顯。

(4)由2.2節(jié)可知，支點(diǎn)軸承1的潤滑油供給量比支點(diǎn)軸承2的大，且噴射方向無誤，出現(xiàn)潤滑效果不良的原因可能是在高速時(shí)，支點(diǎn)軸承1的潤滑油噴射速度低、易散射，由于風(fēng)阻而沒有完全進(jìn)入軸承內(nèi)部提供有效的潤滑冷卻作用。圖12所示為支點(diǎn)軸承1損壞后保持架形貌，噴油方向側(cè)(對(duì)應(yīng)軸承的刻字端面?zhèn)?的保持架無磨損，而另一側(cè)的保持架磨損較嚴(yán)重，也證實(shí)了潤滑油未供應(yīng)到位。

圖12 支點(diǎn)軸承1保持架形貌

2.4 軸承工作游隙仿真計(jì)算

軸承工作游隙與軸承初始游隙、裝配狀態(tài)、工作溫度以及工作轉(zhuǎn)速相關(guān)，文獻(xiàn)[15]詳細(xì)介紹了軸承工作游隙計(jì)算過程，但是計(jì)算時(shí)的軸承溫度場為估算值，文中對(duì)軸承發(fā)生故障前(具體時(shí)間段為圖11中的t3～t4)的溫度場進(jìn)行仿真分析。

支點(diǎn)軸承滾動(dòng)體數(shù)量為22，為減小仿真計(jì)算量，仿真模型取1/22軸承及周圍零件結(jié)構(gòu)，模型見圖13，各零件材料及導(dǎo)熱系數(shù)見表4。

表4 零件材料及導(dǎo)熱系數(shù)

圖13 支點(diǎn)軸承溫度場仿真計(jì)算模型

對(duì)模型施加溫度邊界條件，如圖14所示。字母h代表對(duì)流換熱邊界，字母q代表熱流密度邊界，其中h1為軸承內(nèi)部對(duì)流換熱，h2為軸承腔內(nèi)對(duì)流換熱，h3為軸承座與外界空氣自然對(duì)流換熱，q1為軸承外圈工作表面熱流密度邊界，q2為軸承滾動(dòng)體工作表面熱流密度邊界，q3為軸承內(nèi)圈工作表面熱流密度邊界。距離軸承遠(yuǎn)端的邊界設(shè)置為絕熱邊界，即熱流密度q=0。

圖14 熱分析邊界條件示意

軸承內(nèi)部對(duì)流換熱系數(shù)h1計(jì)算采用文獻(xiàn)[16]中的對(duì)流換熱系數(shù)公式：

(1)

式中：n為軸承轉(zhuǎn)速(r/min)；ν為流體運(yùn)動(dòng)黏度(m2/s)；db為滾動(dòng)體直徑(mm)；dm為節(jié)圓直徑(mm)；α為軸承接觸角(°)；λ為潤滑油導(dǎo)熱率(W/(m·K))；Pr為普朗特?cái)?shù)。

軸承腔內(nèi)對(duì)流換熱系數(shù)h2計(jì)算采用文獻(xiàn)[17]推薦的公式：

(2)

式中：u為1/3保持架轉(zhuǎn)速(m/s)；x為軸承座內(nèi)直徑(m)。

軸承座與外圍空氣的自然對(duì)流系數(shù)h3采用文獻(xiàn)[18]中的計(jì)算公式：

(3)

式中：kf為空氣導(dǎo)熱系數(shù)；D為軸承座外圓柱表面直徑；Gr和Pr分別為格拉曉夫數(shù)及普朗特?cái)?shù)。

滾動(dòng)軸承發(fā)熱量計(jì)算采用文獻(xiàn)[19]基于測(cè)量結(jié)果提出的經(jīng)驗(yàn)公式：

Q=1.047×10-4M·n

(4)

M=Ml+Mv

(5)

式中：Q為軸承摩擦引起的生熱量(W)；M為軸承總摩擦力矩(N·mm)；n為軸承轉(zhuǎn)速(r/min)；Ml和Mv分別為載荷引起的摩擦力矩和黏性摩擦力矩，具體計(jì)算方法參見文獻(xiàn)[19]。

根據(jù)文獻(xiàn)[20]，滾動(dòng)軸承的摩擦生熱的1/2進(jìn)入滾動(dòng)體，另1/2進(jìn)入套圈，故將根據(jù)文獻(xiàn)[19]中經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算的總發(fā)熱量按照1∶2∶1的比例分布到外圈、滾動(dòng)體及內(nèi)圈上，得到各邊界處的熱流密度后施加到仿真計(jì)算模型中。

按照上述公式，經(jīng)計(jì)算，各邊界處的對(duì)流換熱系數(shù)及熱流密度如下：h1=2 613 W/(m2·K)，h2=772.7 W/(m2·K)，h3=5.3 W/(m2·K)；q1=223 024 W/m2；q2= 214 576 W/m2；q3= 274 991 W/m2。將邊界條件施加到仿真模型中計(jì)算系統(tǒng)的溫度分布，結(jié)果見圖15。

圖15 支點(diǎn)軸承溫度場

獲得軸承溫度場后，按照文獻(xiàn)[15]中的計(jì)算方法，采用MATLAB軟件編程計(jì)算軸承工作游隙。支點(diǎn)軸承1、2內(nèi)外圈與相配合零件的配合尺寸取自試驗(yàn)前的裝配工藝卡，軸承的初始游隙取自軸承合格證，軸承工作轉(zhuǎn)速取自試驗(yàn)數(shù)據(jù)(具體時(shí)間段為圖11中的t3～t4)。計(jì)算所需裝配、初始游隙及轉(zhuǎn)速參數(shù)見表5，材料參數(shù)見表6。

表5 軸承裝配、初始游隙及工作轉(zhuǎn)速參數(shù)

表6 零件材料參數(shù)

經(jīng)計(jì)算，支點(diǎn)軸承1在t3～t4階段的工作游隙為-0.032 mm，支點(diǎn)軸承2在t3～t4階段的工作游隙為0.011 mm，可見支點(diǎn)軸承1的工作游隙為負(fù)游隙，與故障件理化分析檢查中滾道面與滾動(dòng)體之間較重的磨損擠壓現(xiàn)象一致。

3 故障原因分析

綜合故障軸承理化檢查、潤滑檢查、試驗(yàn)數(shù)據(jù)檢查及軸承工作游隙仿真計(jì)算結(jié)果，分析支點(diǎn)軸承發(fā)生故障的原因?yàn)椋褐c(diǎn)軸承1的初始游隙偏小，在軸承高速運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，因離心力及溫度場的共同影響，導(dǎo)致軸承工作游隙變?yōu)樨?fù)游隙，從而導(dǎo)致軸承滾動(dòng)體與內(nèi)外套圈滾道的接觸應(yīng)力增大、軸承發(fā)熱量增大；且支點(diǎn)軸承1的潤滑噴嘴孔長/徑比偏小、噴射速度小，導(dǎo)致高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)噴射到軸承內(nèi)部的有效潤滑油量少，不能及時(shí)將軸承產(chǎn)生的熱量帶走，軸承的工作溫度進(jìn)一步升高，負(fù)游隙的程度進(jìn)一步增大，進(jìn)而接觸應(yīng)力及發(fā)熱量進(jìn)一步增大，形成惡性循環(huán)，使軸承滾動(dòng)體與套圈滾道擠壓磨損嚴(yán)重，最終導(dǎo)致軸承外圈出現(xiàn)起始于滾道面的瞬時(shí)斷裂。

4 改進(jìn)措施

根據(jù)故障原因，對(duì)軸承初始游隙偏小及軸承潤滑冷卻效果不良兩方面提出改進(jìn)措施，具體如下：

(1)選擇初始游隙較大的軸承作為航空軸承試驗(yàn)臺(tái)的支點(diǎn)軸承，初始游隙范圍：0.075～0.11 mm；

(2)修改支點(diǎn)軸承1的潤滑噴嘴結(jié)構(gòu)，將噴嘴孔的長/徑比增大到3以上，噴嘴孔直徑減小到1.3 mm左右，以保證潤滑油噴射速度大于18 m/s。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

將改進(jìn)后的支點(diǎn)軸承1，按照相同的試驗(yàn)條件開展試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果如圖16所示。

圖16 改進(jìn)后支點(diǎn)軸承轉(zhuǎn)速、溫度及供回油溫度曲線

對(duì)比圖11和圖16可知，改進(jìn)后支點(diǎn)軸承1的溫升明顯降低，且軸承在工作1 200 h后表面未見擠壓磨損等損傷(見圖17)，進(jìn)一步驗(yàn)證了故障原因分析的正確性。

圖17 改進(jìn)后支點(diǎn)軸承1工作1 200 h后表面形貌

6 結(jié)論

(1)通過對(duì)故障軸承開展損傷形貌宏觀檢查、斷口理化檢查、潤滑檢查、試驗(yàn)數(shù)據(jù)復(fù)查及軸承工作游隙仿真計(jì)算分析等工作，明確了支點(diǎn)軸承故障原因?yàn)椋狠S承初始游隙小，工作狀態(tài)下游隙變?yōu)樨?fù)值，導(dǎo)致軸承滾動(dòng)體與內(nèi)外套圈滾道的接觸應(yīng)力增大、軸承發(fā)熱量增大；軸承潤滑冷卻效果不良，不能將軸承產(chǎn)生的熱量及時(shí)帶走，軸承工作溫度進(jìn)一步升高。

(2)在選擇軸承初始游隙時(shí)要考慮配合參數(shù)、軸承及相鄰零件工作溫度、工作轉(zhuǎn)速對(duì)工作游隙的影響，避免工作游隙出現(xiàn)負(fù)游隙；應(yīng)合理設(shè)計(jì)潤滑噴嘴孔的長/徑比(長/徑比不小于3)，并結(jié)合流量標(biāo)定數(shù)據(jù)驗(yàn)算噴嘴的噴射速度(推薦噴射速度不小于18 m/s)，確保噴嘴噴射出的潤滑油能夠克服風(fēng)阻而進(jìn)入軸承內(nèi)部，對(duì)軸承進(jìn)行有效潤滑與冷卻。