轉盤軸承滿載加速壽命試驗及評判指標研究

董漢杰，陳捷，洪榮晶，韋超，孟瑞

(1.洛陽LYC軸承有限公司，河南 洛陽 471003；2.南京工業大學 機械與動力工程學院，南京 210009)

轉盤軸承的疲勞壽命是判斷其質量的重要指標之一。國內外學者對轉盤軸承開展了大量的理論分析及試驗研究。文獻[1]研究了單排四點接觸球軸承在傾覆力矩、軸向力和徑向力作用下載荷分布情況，并以此來校核轉盤軸承的承載能力。

文獻[2-3]建立了四點接觸球轉盤軸承方程以及該轉盤軸承的有限元模型，通過構造轉盤軸承的柔度矩陣，對其進行了疲勞壽命研究。文獻[4]通過建立偏航和變槳軸承運動方程，準確計算出軸承所能承受的最大載荷，為其壽命研究奠定了基礎。文獻[5]以非線性動力學為基礎對個體球軸承的剩余壽命進行了預測。文獻[6]分析了風力發電機轉盤軸承微動磨損的損傷形式以及溝道與輪齒上的微動運行模式。文獻[7]通過測試不同軸向載荷狀況下轉盤軸承啟動摩擦力矩，研究出轉盤軸承的啟動摩擦力矩與外載荷之間的關系。文獻[8]結合已有的轉盤軸承試驗及滾動軸承加速壽命試驗方法，分析風電轉盤軸承加速壽命試驗可能存在的問題，并提出相應的解決方法。目前，對轉盤軸承研究的試驗技術和試驗裝置尚處于探索階段，試驗成本較高以及試驗時間較長等問題嚴重制約了轉盤軸承試驗技術的發展。

為此，以QNA-730-22型號單排四點接觸球轉盤軸承為研究對象進行加速壽命試驗，并對試驗結果和數據進行分析，以探討轉盤軸承壽命的有效評價指標。

1 試驗

1.1 試樣及試驗裝置

試驗用轉盤軸承的參數見表1,套圈材料為50 Mn。

表1 轉盤軸承參數Tab.1 Parameters of slewing bearing

轉盤軸承綜合性能試驗臺如圖1所示，主要參數見表2。

1—加載盤；2—偏航軸承1；3—上凸緣筒；4—徑向加載架；5—液壓缸3；6—液壓缸2；7—偏航軸承2；8—下凸緣筒；9—液壓缸1；10—限位立柱

表2 試驗臺主要性能參數

該試驗裝置中2套轉盤軸承采用背對背的安裝方式， 偏航軸承1為試驗軸承，偏航軸承2為陪試軸承。試驗臺系統由轉盤軸承裝配系統、驅動系統、加載系統、數據采集與處理系統等組成。通過液壓缸1,2和3的組合，對轉盤軸承施加軸向力、徑向力和傾覆力矩。液壓馬達驅動小齒輪帶動轉盤軸承旋轉。試驗中檢測轉盤軸承的受力狀態、溝道油脂溫度、驅動電動機扭矩和轉盤軸承的振動信號等參數。

1.2 試驗條件

轉盤軸承疲勞試驗的載荷為極限載荷的1/4～1/3[8]，本試驗中為加快疲勞，取加速因子為3。該轉盤軸承主要用于多款型號的6 t挖掘機，參考裝有該軸承的玉柴YC60-8挖掘機，其參數見表3。

表3 玉柴YC60-8挖掘機參數

由于實際工況中徑向力較小，故試驗臺未施加，試驗臺施加的軸向力Fa=F+G=95.61 kN，傾覆力矩M=FR=240 kN·m。兩者均在試驗臺加載范圍(圖2)之內，以此軸向力和傾覆力矩作為100%極限載荷加載。

圖2 試驗臺加載范圍Fig.2 Loading range of test-bed

1.3 評價標準

JB/T 2300—1999《回轉支承》規定滿載下連續運轉30 000 r為轉盤軸承的壽命,故本試驗以30 000 r為一個周期。考慮到試驗為加速運轉，故以轉速為加速因子，軸承轉速選擇4 r/min，每轉完一個周期后拆卸試驗軸承，觀察其套圈有無明顯損傷，若有明顯損傷或試驗過程中監測量出現異常，立即停止試驗。

轉盤軸承的主要失效形式是溝道損壞及斷齒，其中溝道損壞占98% 以上，因此溝道質量是轉盤軸承質量的核心[9]。Palmgren-Lundberg及美國可再生能源實驗室以軸承溝道形成第1個接觸疲勞剝落斑點為軸承疲勞失效的評判準則[10]，該準則的有效性有待驗證。

1.4 試驗過程

在滿載下軸承連續運轉30 000 r后進行拆解并做信號分析，振動和噪聲信號中都沒有出現轉盤軸承的故障頻率，且幅值沒有明顯增加，頻率都在可知的范圍內；溫度、扭矩、電動機功率等反映轉盤軸承故障的特征參數都在有限的范圍內逐漸增大，說明軸承運行正常，未產生故障。

轉盤軸承重新安裝后運轉254 h(59 520 r)后出現異響，最后軸承出現卡死現象，停機重啟后，軸承依舊不能轉動，從而確認試驗結束，拆卸軸承觀察零件的損傷情況，并對試驗數據進行分析。

2 結果與分析

2.1 試驗結果

2.1.1 連接螺栓

軸承運轉30 000 r后，連接螺栓無明顯損傷(圖3a)，試驗結束后(運轉59 520 r)，5根螺栓出現斷裂，部分螺栓被拉彎(圖3b)。

圖3 連接螺栓Fig.3 Connecting bolts

2.1.2 鋼球及隔離塊

轉盤軸承運轉30 000 r時，鋼球表面沾滿油脂，呈烏黑色，但表面無劃痕凹坑等現象(圖4a)；隔離塊表面沾滿油脂，清除油脂也無明顯損傷(圖5a)。試驗結束后，鋼球破碎(圖4b)，部分隔離塊表面出現劃痕、變形等現象(圖5b)，個別隔離塊內部出現顆粒狀的鐵塊，大量隔離塊的通孔被鐵屑阻塞。轉盤軸承工作環境惡劣，當出現鋼球破碎過多時，碎片擠入溝道，導致軸承卡死。隔離塊表面沾滿鐵屑，堵住通孔，也是導致轉盤軸承內部的熱量難以散發從而加劇溫升的原因之一。

圖4 鋼球Fig.4 Steel balls

圖5 隔離塊Fig.5 Holders

2.1.3 套圈

運轉30 000 r時，轉盤軸承套圈溝道僅有細微壓痕，在軟帶處有滑移區(圖6a、圖7a)；試驗結束后，轉盤軸承套圈溝道出現大量剝落、麻點、拉痕，溝道上下邊沿出現大量凹坑、劃痕(圖6b、圖7b)，表面溝道剝落下來的鐵屑隨鋼球滾動被擠壓到溝道上下邊沿，在載荷的作用下形成大量壓痕。對比套圈溝道的磨損量發現，內圈(定圈)的磨損量與受力位置有關，受力越大，磨損量越大，而外圈(動圈)磨損相對均勻。

圖6 內圈Fig.6 Inner ring

圖7 外圈Fig.7 Outer ring

2.2 結果分析

2.2.1 轉盤軸承溫度

由溫度傳感器測得的軸承溫度變化曲線如圖8所示。由圖可知，轉盤軸承2個測量點(相隔180°分布在轉盤軸承外圈上)溫度總體呈波浪式上升趨勢，測量點1和測量點2的溫度曲線較為接近，測量點溫度隨環境溫度波動而波動。導致溫度上升的原因主要是轉盤軸承的摩擦造成能量損失，并阻礙軸承的運動。轉數達到56 000 r前轉盤軸承溫度呈穩定狀態，隨后急劇上升，最高達75 ℃，與環境溫度約差40 ℃。

圖8 轉盤軸承溫度曲線Fig.8 Curve of temperature of slewing bearing

2.2.2 轉盤軸承摩擦力矩

轉盤軸承摩擦產生的主要原因是鋼球與溝道接觸變形區內的滑動[9]。軸承摩擦力矩為

Mf=M1+Mv，

M1=f1FaDpw,

式中：M1為外載荷引起的摩擦力矩；Mv為潤滑劑黏性摩擦引起的力矩；f1為與軸承載荷和結構有關的系數；f0為與軸承潤滑方式及類型有關的系數；ν0為潤滑劑的運動黏度；n為轉盤軸承的轉速。

轉盤軸承摩擦力矩如圖9所示。由圖可知，試驗開始時，摩擦力矩呈上升趨勢。試驗過程中由于鋼球和溝道間產生摩擦，使軸承阻力增大。運轉30 000～50 000 r內，摩擦力矩保持相對穩定；隨著轉盤軸承轉數的繼續增加，溝道內部出現麻點、剝落、磨損，由于鋼球破碎，隔離塊在高溫及載荷的作用下出現變形從而導致阻力增大，當轉數達到56 000 r時，摩擦力矩急劇上升。

圖9 轉盤軸承摩擦力矩Fig.9 Friction torque of slewing bearing

2.2.3 磨損量分析

為了進一步分析轉盤軸承失效原因，將轉盤軸承內、外圈等分為16份，以外圈軟帶區域為起始區域，順時針劃分轉盤軸承(圖10)。取各區域相同部位進行目測和切片，并用電鏡測量磨損量。轉盤軸承各區域損傷情況見表4。

圖10 轉盤軸承區域劃分Fig.10 Regional division of slewing bearing

表4 轉盤軸承損傷情況Tab.4 Damage of slewing bearing

用低倍掃描電鏡對各段區域的橫截面進行掃描作為試驗前的底片，再以相同的分辨率將轉盤軸承對應序號的溝道截面掃描圖覆蓋在底片上，即可觀察到試驗后軸承每段溝道的磨損情況。第1段溝道截面掃描圖如圖11所示，由圖可以明顯看出,試驗后的溝道出現了大幅度的不均勻磨損。

圖11 第1段溝道區域的磨損情況Fig.11 Wear of the first raceway section

根據文獻[10]中通過轉盤軸承靜力學有限元計算獲得溝道的壓力分布圖如圖12所示，圖中標出了各段切片所對應的承載情況。

圖12 溝道壓力分布圖Fig.12 Pressure distribution of channels

為了獲得各段溝道的磨損量，采用OLYMPUS 9體視顯微鏡對各段溝道進行觀察，并用Q-Capture Pro成像系統及分析軟件對溝道接觸區域的磨痕寬度位置和深度進行定量分析，獲得各段溝道的磨損量如圖13所示。

圖13 各溝道區域磨損量Fig.13 Wear of sections of raceway

由圖13可知，第1，8，9，16段溝道磨損最嚴重，其中第1段溝道的磨損量最大(2.264 mm3)。結合圖11～圖13可知，各段溝道的磨損量與其接觸載荷的分布具有高度的一致性，即內圈溝道中載荷越大的區域磨損越嚴重。

3 結束語

1)該型號的轉盤軸承可以滿足標準的壽命要求，但該標準不夠完善，沒有說明不同工況下的壽命，還有待研究。

2)轉盤軸承的失效主要發生在套圈溝道處，這與工程實際相吻合。各段溝道磨損量與其接觸載荷的分布具有高度的一致性，即內圈溝道中載荷越大的區域磨損越嚴重，軟帶區容易出現疲勞裂紋，在實際工作中應遠離承載區。此外，溝道的磨損、剝落和隔離塊變形也是影響轉盤軸承壽命的主要原因。

3)對轉盤軸承失效的判定，目前還無統一的準則。如果按照以軸承溝道形成第1個接觸疲勞剝落斑點為軸承疲勞失效的評判準則，在轉盤軸承試驗的安裝拆卸上非常不方便，從測試數據上觀察，認為采用油脂溫度與環境溫度的溫差以及扭矩的增加量作為評判準則更為方便。今后可借助有關監測量，在后續的試驗中確認每個監測量的閾值，通過閾值判斷轉盤軸承是否失效。