帶定位板球軸承失效分析

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(kāi)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(duì)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(wú)法挽回的經(jīng)濟(jì)損失。文獻(xiàn)[8]針對(duì)軸承裝配過(guò)程中外圈斷裂問(wèn)題對(duì)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(guò)程中產(chǎn)生裂紋的原因及改進(jìn)措施；文獻(xiàn)[9]針對(duì)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(kāi)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(guò)程中爐內(nèi)碳勢(shì)過(guò)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(wú)特殊結(jié)構(gòu)，外圈斷裂的根本原因主要由于制造過(guò)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(guò)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(jiàn)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(tái)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(jiàn)異常，其他零件外觀形貌如圖2所示。對(duì)各零件相關(guān)尺寸進(jìn)行檢測(cè)，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(duì)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(duì)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(duì)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(jiàn)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(guò)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(duì)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(duì)稱分布時(shí)外圈上的最大拉應(yīng)力為1 915 MPa，已經(jīng)超過(guò)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(guò)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(guò)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(guò)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(guò)螺栓預(yù)緊來(lái)定位外圈，變速箱殼體和外圈共同承受著來(lái)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(lái)自軸承的軸向力，若變速箱殼體分擔(dān)更多來(lái)自定位板的拉力，則外圈所承受的來(lái)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(guò)減小定位板與殼體之間的間隙使殼體承受更多來(lái)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(duì)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(guò)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(guò)了變速箱耐久試驗(yàn)。

5 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)對(duì)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(guò)了此材料的屈服極限所致。通過(guò)減小定位板與殼體之間的間隙使變速箱殼體承受更多來(lái)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(guò)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(wèn)題。