污染潤滑條件下深溝球軸承疲勞壽命的試驗分析

李喜軍，郭長建，代現合

(人本集團 技術中心，上海 201411)

潤滑對軸承壽命影響很大，潤滑條件的優劣直接影響到軸承使用性能。為了更好地界定軸承在不同工況條件下的壽命，國際標準設定了系數aiso加以修正。但軸承工作環境復雜，大多數情況下會受到潤滑油污染物即雜質的影響，導致壽命急速下降，甚至失效。為了減小雜質對軸承壽命的影響，開式軸承加密封、內圈特殊表面氮化處理、貝氏體淬火、提高鋼材質量及控制表層殘余奧氏體含量等措施已應用于實際生產中。分析了不同狀態軸承(即開/閉式及內圈特殊表面是否進行氮化處理)的壽命系數規律，為軸承在油污領域中的應用提供數據支持。

1 完全疲勞壽命試驗

1.1 試驗樣品

試驗樣品為某公司提供的6312深溝球軸承(開/閉式及內圈特殊表面氮化處理和未氮化處理)。

1.2 試驗條件及其合理性驗證

1.2.1 試驗條件

試驗條件見表1。將開式+內圈特殊表面未氮化處理、開式+內圈特殊表面氮化處理、密封+內圈特殊表面未氮化處理和密封+內圈特殊表面氮化處理(下分別稱A，B，C，D狀態)軸承各取6套，在相同的試驗條件下分別進行完全疲勞壽命試驗。

表1 試驗條件

1.2.2 合理性驗證

(1) 接觸應力。為確保軸承在承受試驗載荷條件下溝道處的接觸應力在允許范圍之內，利用文獻[1]計算方法對該軸承進行了驗證，其計算式為

(1)

式中：pmax為最大Hertz接觸應力，MPa；ea，eb為由兩物體接觸區尺寸決定的系數；εE為與兩物體材料彈性模量有關的系數；∑ρ為兩接觸物體的主曲率之和；Q為載荷，N。

經運算，內、外圈的最大Hertz接觸應力分別為2 968.2 MPa和2 663.2 MPa，均在該類軸承額定靜載荷規定的應力范圍4 200 MPa之內，故該試驗載荷不會導致鋼球接觸處塑性變形過大的問題。

(2)極限軸向承載。軸承在過大軸向試驗載荷條件下，鋼球會爬越內、外圈溝道擋肩發生失效，為確保鋼球不爬越擋肩，利用文獻[1]對軸承極限軸向載荷進行驗證，其計算式為

(2)

式中：FaL為極限軸向載荷，N；fm為平均溝道曲率半徑比；c為接觸變形系數；α為原始接觸角，(°)；α′為載荷作用下產生的接觸角，(°)；Z為鋼球數；Dw為鋼球直徑，mm。

經計算，內、外圈的極限軸向載荷分別為42 883.7 N和65 706.2 N，均大于軸承實際所受軸向載荷16 100 N，故該試驗載荷不會導致鋼球發生爬越擋肩的現象。

1.3 試驗設備

試驗機結構如圖1所示。試驗機主軸中間2套軸承為陪試軸承，兩端為被試軸承。陪試軸承和被試軸承之間設有模擬齒輪，其作用是在軸承轉動的同時攪動潤滑油，防止潤滑油中的雜質沉積在箱體底部，以充分模擬實際軸承內部潤滑油污染的工況。

圖1 試驗機內部結構示意圖

2 試驗結果分析

試驗結果見表2。

表2 不同狀態軸承試驗壽命 h

存活概率S為0.4

(3)

式中：S為存活概率，即達到或超過Ls壽命的軸承相對數量；Ls為與S相對應的軸承壽命；e為Weibull分布斜率；A為常數。

對A，B，C，D狀態軸承試驗數據做Weibull計算分析處理，圖2所示為數據分析結果曲線圖(95%置信區間)。由該曲線圖通過計算分析可得，該軸承在失效率為10%條件下的試驗壽命B10和B10/L10壽命系數a見表3。

圖2 不同狀態軸承壽命Weibull曲線圖

表3 軸承壽命系數

從表3中可以看出，A狀態軸承試驗壽命僅為理論壽命的0.32倍，修正后為0.3倍；B狀態軸承試驗壽命僅為理論壽命的0.6倍，修正后為0.6倍；C狀態軸承試驗壽命為理論壽命的1.45倍，修正后為1.5倍；D狀態軸承試驗壽命為理論壽命的2.92倍，修正后為3倍。此外，從表中數據還可以發現：B狀態軸承試驗壽命約為A狀態軸承的2倍，D狀態軸承試驗壽命也約為C狀態軸承的2倍；C狀態軸承試驗壽命約為A狀態軸承的5倍，D狀態軸承的試驗壽命也約為B狀態軸承的5倍。

由以上數據分析可知：在潤滑油污染狀況相同的情況下，同為開式或閉式時，內圈特殊表面氮化處理的軸承壽命比未氮化處理的提高約1倍；相同熱處理條件下，閉式軸承的壽命比開式軸承提高約4倍。由此可見，潤滑油中的污染物對軸承壽命影響巨大，同時密封件對提高軸承的壽命影響也較大，所以在計算考慮污染工況條件下的軸承壽命時，必須利用壽命系數加以修正。

3 結束語

通過試驗得到的4種狀態下軸承的壽命系數符合其實際使用工況，該系列壽命系數經過后期較長時間的反復測試驗證，均維持在計算數值范圍內，并且用該壽命系數在計算壽命時得到了客戶廣泛的認可，為國內深溝球軸承在潤滑油污染工況下的應用積累了經驗。