航空軸承試驗臺支點軸承故障分析與試驗驗證*

邢春生 楊 宇 劉秀海 劉 魯

(1.中國航發沈陽發動機研究所 遼寧沈陽 110015；2.中國航空發動機集團航空發動機動力傳輸重點實驗室 遼寧沈陽 110015)

航空發動機軸承具有轉速高、溫度高、載荷大及工作環境惡劣等特點[1-4]。 隨著航空發動機技術的發展，航空軸承的工作條件和性能指標也變得愈加苛刻，是故障多發的轉動部件，成為影響航空發動機可靠性的關鍵部件[5-7]，設計或使用不當會導致多種故障的發生，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重，一旦出現輕則導致發動機損壞，重則導致機毀人亡的重大事故。為了提升航空軸承的工作可靠性，確保運行安全，除了在軸承設計及加工制造工藝上開展研究，還需在航空軸承試驗臺上開展充分的試驗驗證[11]。

本文作者針對某航空軸承試驗臺在開展軸承試驗時發生的支點軸承抱軸、外圈斷裂故障，開展多因素復查分析工作，確定故障原因，提出相應改進措施并開展試驗驗證。

1 試驗臺支點軸承故障現象

1.1 試驗設備及支點軸承

某型航空軸承試驗臺主體結構見圖1，主要由主軸及支撐其運轉的2套支點軸承組成，主軸上能夠同時安裝2套試驗軸承進行試驗。試驗臺能模擬試驗軸承在航空發動機上的轉速、載荷、裝配關系和潤滑條件等，進行軸承的性能、耐久性、壽命試驗及相關的專項研究試驗。試驗過程中，位于主軸兩端的2套支點軸承只承受徑向載荷，徑向加載示意圖見圖2，當徑向載荷1和徑向載荷2大小相等時，2套支點軸承承受大小相同、方向相反的支反力。

圖1 航空軸承試驗臺結構示意

圖2 航空軸承試驗臺徑向加載示意

支點軸承結構形式及主要參數見圖3，在軸承裝配時保證內圈、外圈、滾動體的刻字面保持在同一側。

1.2 試驗條件

試驗臺支點軸承發生故障時，正在進行試驗臺的加載系統運行調試程序，支點軸承試驗條件見表1。

表1 支點軸承試驗條件

1.3 支點軸承故障現象

當試驗進行到表1所列試驗條件第6步時，試驗臺報警急停，試驗臺主軸轉速從13 430 r/min左右急速降低至0，伴隨支點軸承1外圈溫度異常升高。對試驗臺進行分解，發現試驗臺的支點軸承1抱軸。具體故障表現為：外圈斷裂為3段，保持架單側磨損嚴重，全部滾動體顏色發黑磨損嚴重，內圈及外圈滾道整周磨損嚴重，支點軸承故障形貌見圖4。

圖4 支點軸承1故障形貌

2 故障分析

2.1 故障支點軸承理化檢查

2.1.1 外圈斷口檢查

將外圈的3個斷口進行編號，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

滾道面區域存在與滾動體相互作用產生的磨損擠壓變形，表面凹凸不平，且靠近軸承外圈非刻字端面一側磨損較嚴重。故障軸承外圈A斷口區域外周面至滾道面長度約為6.68 mm，大于設計尺寸6.5 mm，說明滾動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中滾道面附近區域形貌放大觀察，見圖6(a)，斷口靠近滾道面區域較平坦，內部較粗糙，平坦區最大深度約為900 μm；平坦區靠近滾道面可見明顯的由于磨損擠壓導致的變形分層，深度約為250 μm。滾動體與外圈滾道面相互磨損產生的擠壓變形產物已進入兩側的加工槽，見圖6(d)。

圖6 A斷口微觀形貌

弧形線附近區域可見放射線，形貌見圖7(a)。放大觀察，如圖7(b)所示，斷口表面各區域均呈韌窩形貌，表明A斷口斷裂性質為起始于外圈滾道面的瞬時斷裂。斷口B、C與斷口A檢查結論相同，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行組織檢查，試樣腐蝕后宏觀圖像見圖8。可見滾道面存在明顯的白亮色過熱層，且更靠近非刻字端面側。

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域的平坦區深度基本一致，表明斷口靠近滾道面區域較平坦應與軸承工作過程中過熱有關。基體與過熱區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，而過熱區經受高溫后轉變為奧氏體、淬火馬氏體及碳化物共存的多相高彌散組織。內圈、滾動體檢查結果與外圈類似，不再贅述。

圖9 滾道面附近區域金相組織形貌

圖10 基體與過熱區金相組織微觀形貌

2.1.3 理化檢查結論

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

(2)故障支點軸承各部件整體均存在偏向非刻字端面一側的偏磨。

2.2 支點軸承潤滑檢查及分析

2.2.1 潤滑油噴嘴方向及流量檢查

為排查支點軸承潤滑狀態，在試驗臺上對支點軸承1、支點軸承2的噴嘴進行流量與噴射方向檢查。檢查結果表明，2套支點軸承的噴嘴均能夠按照設計要求將潤滑油噴射到軸承內部，噴射方向無異常。各支點軸承的噴嘴流量檢查數據見表2，軸承供油量滿足設計要求且故障支點軸承1的供油量大于支點軸承2。

表2 支點軸承噴嘴潤滑油流量

試驗過程中，支點軸承1及支點軸承2的轉速、載荷條件一致，支點軸承2的工作狀態保持良好，表明2.6 L/min的潤滑油供給量已經能夠滿足軸承的潤滑冷卻需求，支點軸承1損壞與潤滑供油量不足無直接關系。

2.2.2 滑油噴嘴尺寸測量及分析

相比靜態下的供油量，軸承在高速轉動時，潤滑噴嘴能夠克服風阻噴射進軸承內部的有效供油量更為重要。有效供油量同噴嘴位置、噴嘴數目、噴射角度、噴射速度及流量等有關[1，12-14]。文獻[1]中指出噴嘴孔的長/徑比應不小于3，以保證噴嘴噴出的潤滑油呈現圓柱狀而不散射。文獻[14]通過試驗研究了圓柱滾子軸承DN值(內徑與轉速乘積)分別為7.35×105、9.95×105、1.2×106mm·r/min時噴嘴噴射速度對軸承潤滑冷卻效果的影響，結果表明，噴嘴噴射速度對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不小于18 m/s。由表1試驗條件可知，支點軸承的DN值介于9×105～1.36×106mm·r/min之間，屬于高速工況，噴嘴噴射速度應不小于18 m/s。對噴嘴孔(噴嘴孔由2個并排小孔組成)的實際尺寸進行測量并計算長/徑比及噴射速度，結果見表3。

表3 噴嘴孔尺寸及噴射速度

由表3可知，相比支點軸承2，支點軸承1的2個供油噴嘴孔的長/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，可能導致在軸承高速轉動時進入到軸承內部的有效潤滑油量不足。

2.2.3 潤滑檢查結論

(1)滑油噴嘴方向及流量檢查結果表明，故障支點軸承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軸承1的損傷無直接關系；

(2)故障支點軸承1的潤滑油噴嘴長/徑比及噴射速度均偏小，可能導致軸承高速轉動時進入到軸承內部的有效供油量不足。

2.3 試驗數據檢查及分析

復查試驗記錄數據，繪制試驗數據曲線如圖11所示。

由圖11可知，支點軸承1故障時試驗臺主軸轉速從13 350 r/min急速降低至0，支點軸承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時刻之前，支點軸承1的溫度比支點軸承2高約20 ℃，且一直保持相同的溫升趨勢；在t3之后，兩者溫差逐漸拉開；到t4時，支點軸承2的溫度因試驗臺主軸轉速降低而降低，而支點軸承1的溫度不降反升，說明支點軸承1在t4時刻之前就已經進入非正常工作狀態，具體為t3～t4時間段內開始出現異常。

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

(3)供回油溫差上，支點軸承2的供、回油溫差基本上保持在10 ℃以內，且供、回油曲線升降趨勢一致性較好；而支點軸承1的供、回油溫差在t1之后越來越大，到t4時已經達到43 ℃。以上現象再次證明支點軸承1的潤滑冷卻效果較支點軸承2的差，在高轉速時更為明顯。

(4)由2.2節可知，支點軸承1的潤滑油供給量比支點軸承2的大，且噴射方向無誤，出現潤滑效果不良的原因可能是在高速時，支點軸承1的潤滑油噴射速度低、易散射，由于風阻而沒有完全進入軸承內部提供有效的潤滑冷卻作用。圖12所示為支點軸承1損壞后保持架形貌，噴油方向側(對應軸承的刻字端面側)的保持架無磨損，而另一側的保持架磨損較嚴重，也證實了潤滑油未供應到位。

圖12 支點軸承1保持架形貌

2.4 軸承工作游隙仿真計算

軸承工作游隙與軸承初始游隙、裝配狀態、工作溫度以及工作轉速相關，文獻[15]詳細介紹了軸承工作游隙計算過程，但是計算時的軸承溫度場為估算值，文中對軸承發生故障前(具體時間段為圖11中的t3～t4)的溫度場進行仿真分析。

支點軸承滾動體數量為22，為減小仿真計算量，仿真模型取1/22軸承及周圍零件結構，模型見圖13，各零件材料及導熱系數見表4。

表4 零件材料及導熱系數

圖13 支點軸承溫度場仿真計算模型

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

圖14 熱分析邊界條件示意

軸承內部對流換熱系數h1計算采用文獻[16]中的對流換熱系數公式：

(1)

式中：n為軸承轉速(r/min)；ν為流體運動黏度(m2/s)；db為滾動體直徑(mm)；dm為節圓直徑(mm)；α為軸承接觸角(°)；λ為潤滑油導熱率(W/(m·K))；Pr為普朗特數。

軸承腔內對流換熱系數h2計算采用文獻[17]推薦的公式：

(2)

式中：u為1/3保持架轉速(m/s)；x為軸承座內直徑(m)。

軸承座與外圍空氣的自然對流系數h3采用文獻[18]中的計算公式：

(3)

式中：kf為空氣導熱系數；D為軸承座外圓柱表面直徑；Gr和Pr分別為格拉曉夫數及普朗特數。

滾動軸承發熱量計算采用文獻[19]基于測量結果提出的經驗公式：

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，具體計算方法參見文獻[19]。

根據文獻[20]，滾動軸承的摩擦生熱的1/2進入滾動體，另1/2進入套圈，故將根據文獻[19]中經驗公式計算的總發熱量按照1∶2∶1的比例分布到外圈、滾動體及內圈上，得到各邊界處的熱流密度后施加到仿真計算模型中。

按照上述公式，經計算，各邊界處的對流換熱系數及熱流密度如下：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算系統的溫度分布，結果見圖15。

圖15 支點軸承溫度場

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

表5 軸承裝配、初始游隙及工作轉速參數

表6 零件材料參數

經計算，支點軸承1在t3～t4階段的工作游隙為-0.032 mm，支點軸承2在t3～t4階段的工作游隙為0.011 mm，可見支點軸承1的工作游隙為負游隙，與故障件理化分析檢查中滾道面與滾動體之間較重的磨損擠壓現象一致。

3 故障原因分析

綜合故障軸承理化檢查、潤滑檢查、試驗數據檢查及軸承工作游隙仿真計算結果，分析支點軸承發生故障的原因為：支點軸承1的初始游隙偏小，在軸承高速運轉過程中，因離心力及溫度場的共同影響，導致軸承工作游隙變為負游隙，從而導致軸承滾動體與內外套圈滾道的接觸應力增大、軸承發熱量增大；且支點軸承1的潤滑噴嘴孔長/徑比偏小、噴射速度小，導致高速運轉時噴射到軸承內部的有效潤滑油量少，不能及時將軸承產生的熱量帶走，軸承的工作溫度進一步升高，負游隙的程度進一步增大，進而接觸應力及發熱量進一步增大，形成惡性循環，使軸承滾動體與套圈滾道擠壓磨損嚴重，最終導致軸承外圈出現起始于滾道面的瞬時斷裂。

4 改進措施

根據故障原因，對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臺的支點軸承，初始游隙范圍：0.075～0.11 mm；

(2)修改支點軸承1的潤滑噴嘴結構，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 試驗驗證

將改進后的支點軸承1，按照相同的試驗條件開展試驗驗證，結果如圖16所示。

圖16 改進后支點軸承轉速、溫度及供回油溫度曲線

對比圖11和圖16可知，改進后支點軸承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)，進一步驗證了故障原因分析的正確性。

圖17 改進后支點軸承1工作1 200 h后表面形貌

6 結論

(1)通過對故障軸承開展損傷形貌宏觀檢查、斷口理化檢查、潤滑檢查、試驗數據復查及軸承工作游隙仿真計算分析等工作，明確了支點軸承故障原因為：軸承初始游隙小，工作狀態下游隙變為負值，導致軸承滾動體與內外套圈滾道的接觸應力增大、軸承發熱量增大；軸承潤滑冷卻效果不良，不能將軸承產生的熱量及時帶走，軸承工作溫度進一步升高。

(2)在選擇軸承初始游隙時要考慮配合參數、軸承及相鄰零件工作溫度、工作轉速對工作游隙的影響，避免工作游隙出現負游隙；應合理設計潤滑噴嘴孔的長/徑比(長/徑比不小于3)，并結合流量標定數據驗算噴嘴的噴射速度(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阻而進入軸承內部，對軸承進行有效潤滑與冷卻。