軌道轉(zhuǎn)換車(chē)導(dǎo)向輪軸承失效機(jī)理

李偉建，賈立德

(酒泉衛(wèi)星發(fā)射中心，甘肅 酒泉 732750)

1 問(wèn)題的提出

軸承是重要的機(jī)械基礎(chǔ)件，在航天發(fā)射場(chǎng)有著廣泛的應(yīng)用，塔架回轉(zhuǎn)平臺(tái)，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)行走輪、導(dǎo)向輪組件，臍帶塔電纜擺桿豎直桿回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)等均使用了各類(lèi)大中型軸承。近年來(lái)，隨著發(fā)射場(chǎng)發(fā)射任務(wù)的增多，軸承的可靠性成為發(fā)射場(chǎng)地面設(shè)備維護(hù)與管理中的突出問(wèn)題。近期，在發(fā)射場(chǎng)對(duì)軌道轉(zhuǎn)換車(chē)(圖1)進(jìn)行檢修的過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)軌道轉(zhuǎn)換車(chē)發(fā)生了導(dǎo)向輪下沉的故障。

圖1 軌道轉(zhuǎn)換車(chē)局部圖

經(jīng)拆解發(fā)現(xiàn)導(dǎo)向輪用NUP238型圓柱滾子軸承發(fā)生了如圖2所示的損壞。下文針對(duì)導(dǎo)向輪軸承發(fā)生這種形式的損壞進(jìn)行深入分析，以期找出失效的原因，避免今后再發(fā)生類(lèi)似的故障。

圖2 損壞的導(dǎo)向輪軸承外圈

2 沖擊載荷計(jì)算分析

軌道轉(zhuǎn)換車(chē)從軌道轉(zhuǎn)換車(chē)改造的歷史情況可以看出，多次發(fā)生因地槽變形導(dǎo)致的跑偏現(xiàn)象，而一旦出現(xiàn)跑偏，必將在導(dǎo)向輪與輪軌之間產(chǎn)生強(qiáng)烈的沖擊載荷。這種沖擊載荷對(duì)導(dǎo)向輪軸承性能的影響不容忽視，下面分正常糾偏和受地槽變形影響糾偏2種情況計(jì)算導(dǎo)向輪所受的沖擊載荷，并進(jìn)行對(duì)比分析。

2.1 正常糾偏時(shí)的沖擊載荷

在正常行走過(guò)程中，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)導(dǎo)向輪組件需要不斷對(duì)其行走軌跡進(jìn)行糾偏，糾偏原理如圖3所示。

圖3 軌道轉(zhuǎn)換車(chē)正常糾偏示意圖

假設(shè)沿軌道的方向?yàn)閥方向，垂直于軌道的方向?yàn)閤方向，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)運(yùn)行速度為v，由于軌道轉(zhuǎn)換車(chē)走偏，其運(yùn)行速度v與方向y的夾角為θ。工程上，為避免沖擊問(wèn)題分析求解的復(fù)雜性，通常采用靜態(tài)等效的方法對(duì)該沖擊載荷值進(jìn)行估算，利用基本的動(dòng)量定理得

FtΔt=mΔv，

(1)

式中：Ft為水平?jīng)_擊載荷；Δt為沖擊過(guò)程作用時(shí)間；m為系統(tǒng)的質(zhì)量，此處即為軌道轉(zhuǎn)換車(chē)的質(zhì)量，m=200 t；Δv為沖擊過(guò)程作用前后的速度變化量。不妨設(shè)軌道轉(zhuǎn)換車(chē)的某次沖擊載荷作用時(shí)間為0.01 s(沖擊載荷的作用時(shí)間通常為毫秒級(jí))，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)正常運(yùn)行速度為3.28 m/min，沖擊載荷作用后軌道轉(zhuǎn)換車(chē)反向行駛。通過(guò)對(duì)軌道轉(zhuǎn)換車(chē)軌距偏差、輪距偏差的測(cè)量發(fā)現(xiàn)，地槽軌道在y方向上每2個(gè)相鄰測(cè)量點(diǎn)之間的軌距偏差均小于其軌距偏差最大設(shè)計(jì)值7 mm?？紤]最?lèi)毫拥墓ぷ鳡顩r，即設(shè)計(jì)極限情況進(jìn)行計(jì)算，設(shè)在y方向1 m距離內(nèi)x方向走偏距離為7 mm，此時(shí)計(jì)算得到的沖擊載荷將最大。

當(dāng)tanθ=7/1 000，則θ=0.401°，Δv=2vsinθ=7.653×10-4m/s，則水平?jīng)_擊載荷Ft約為15.306 kN。軌道斜面比例為1∶10，則軸向載荷為1.56 kN，而該型軸承可承受的最大軸向載荷Fmax為[1]

(2)

式中:K為與軸承尺寸系列相關(guān)的系數(shù)，K=0.2；C0r為基本額定靜載荷，C0r=76.02 t；極限轉(zhuǎn)速ng=1 300 r/min；n為軸承工作轉(zhuǎn)速，n=1.577 r/min，可計(jì)算出Fmax=149.8 kN，遠(yuǎn)大于正常糾偏時(shí)軸向沖擊載荷1.56 kN。由此可知，導(dǎo)向輪系統(tǒng)在正常糾偏過(guò)程中軸承所承受的軸向沖擊載荷遠(yuǎn)小于其軸向理論承載能力，表明軸承設(shè)計(jì)選型合理，能滿足正常工作要求。

2.2 地槽變形時(shí)引起的沖擊載荷

地槽變形使軌道轉(zhuǎn)換車(chē)卡死時(shí)車(chē)體位置示意圖如圖4所示，圖中2為軌道轉(zhuǎn)換車(chē)正常行駛時(shí)車(chē)體的位置，此時(shí)，導(dǎo)向輪組件與地槽軌道的兩側(cè)間隙均為δ。圖中1，3為軌道轉(zhuǎn)換車(chē)受地槽變形的影響，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)臺(tái)車(chē)與地槽立面、導(dǎo)向輪與地槽鋼軌共同作用，導(dǎo)致軌道轉(zhuǎn)換車(chē)卡死時(shí)車(chē)體的2種位置。

圖4 軌道轉(zhuǎn)換車(chē)卡死時(shí)車(chē)體位置示意圖

與2.1節(jié)的分析相似，取沖擊作用時(shí)間Δt=0.01 s，在此時(shí)間內(nèi)發(fā)生的水平位移δ=3.5 mm(即由圖中位置2偏向位置3卡死，或由位置2偏向位置1卡死)，則x方向的速度變化量Δv=δ/Δt=0.35 m/s。也即受地槽變形的影響，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)沿x方向以速度Δv撞擊地槽鋼軌，最終因軸承失效導(dǎo)致停車(chē)(卡死)。

由(1)式可以計(jì)算出此次撞擊過(guò)程中的水平?jīng)_擊載荷Ft=7 000 kN，軸向載荷為714.29 kN，大于軸承軸向的理論承載能力149.8 kN。

由以上分析可以看出，受地槽變形的影響，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)在運(yùn)行過(guò)程中若發(fā)生卡死現(xiàn)象，對(duì)導(dǎo)向輪軸承產(chǎn)生的軸向沖擊載荷將遠(yuǎn)大于軸承理論軸向承載能力，在該沖擊載荷的反復(fù)作用下，軸承將直接發(fā)生斷裂。

3 軸承失效機(jī)理分析

3.1 軸向載荷分布的計(jì)算[2]

通過(guò)對(duì)故障軸承的初步分析發(fā)現(xiàn)，2套軸承外圈擋邊均為磨損斷裂，下面重點(diǎn)分析軸承外圈的受力情況。軌道轉(zhuǎn)換車(chē)行走過(guò)程中發(fā)生糾偏時(shí)，導(dǎo)向輪與軌道間存在接觸，導(dǎo)向輪和軸承外圈的受力情況如圖5所示。圖中F為外載荷；F1，F(xiàn)2分別為軸向、徑向載荷。

1—透蓋；2—軸;3—導(dǎo)向輪;4—外圈;5—悶蓋;6—擋板;7—內(nèi)圈

為了簡(jiǎn)化分析，假設(shè)有2個(gè)滾子位于圖5所示位置，不考慮其他滾子的受力情況。由圖中的受力關(guān)系，可得軸向力平衡方程為

Qa=F1+Qb，

(3)

軸承中心彎矩平衡方程為

Qara+Qbrb=F1R，

(4)

式中：ra，rb分別為Qa，Qb作用點(diǎn)至軸線的距離，rG=rb；R為外載荷F作用點(diǎn)至軸線的距離。取ra=rb=150 mm，R=340 mm，F(xiàn)1=714.29 kN，即700 kN，則由(3)，(4)式可以求解出Qa=1 143 kN，Qb=443 kN，其方向如圖5所示。正是由于軸承軸向受載不均及左右方向分布不同的特點(diǎn)，致使軸承外圈左側(cè)下?lián)踹吋巴馊τ覀?cè)上擋邊受滾子端面接觸載荷的作用，且左側(cè)接觸載荷較大。導(dǎo)向輪、透蓋和悶蓋通過(guò)軸承懸掛在導(dǎo)向輪軸上，軸承外圈無(wú)有效的固定支撐，外圈擋邊厚度為10.5 mm，相對(duì)于滾子尺寸和有效支撐的內(nèi)圈擋邊而言，是整個(gè)結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)。在接觸載荷Qa，Qb的作用下，將產(chǎn)生應(yīng)力集中，工作時(shí)不斷磨損，當(dāng)磨損到一定程度或出現(xiàn)外載荷過(guò)大時(shí)，軸承外圈上、下?lián)踹吘蜁?huì)突然斷裂。

3.2 內(nèi)外圈軸線夾角的計(jì)算

如圖6所示，軸承外圈在F2的作用下將產(chǎn)生位移δr，其中心由O移到O′，在F1的作用下，內(nèi)圈中心線與外圈初始中心線形成夾角θ1。

圖6 內(nèi)外圈軸線傾斜示意圖

不考慮外圈擋邊的彎曲變形，滾子變形與載荷的關(guān)系為

(5)

式中：lw為滾子長(zhǎng)度；E為彈性模量，E=206 GPa;S為滾子截面面積。由文獻(xiàn)[3]可知，NUP238型軸承外形尺寸為：內(nèi)徑190 mm，外徑340 mm，寬度55 mm，滾子組內(nèi)徑231 mm、外徑299 mm，滾子尺寸為φ34 mm×34 mm。結(jié)合(3)，(4)式中計(jì)算得到的Qa，則δa=0.207 8 mm。由圖6幾何關(guān)系可近似計(jì)算θ1為

(6)

式中：r為滾子中心線到軸承中心線的距離，由滾子組內(nèi)、外徑計(jì)算得r=132.5 mm，則θ1=0.090°。

在F2的作用下，內(nèi)圈中心線與外圈初始中心線形成的夾角θ2，可根據(jù)懸臂梁撓度公式計(jì)算為[4]

(7)

式中：F2=7 000 kN；l=445 mm；I=πd4/64；d=190 mm。經(jīng)計(jì)算得θ2=3.013°。

因此，軸承內(nèi)、外圈軸線夾角θ=θ1+θ2=3.103°。在工作彎矩作用下，軸承內(nèi)、外圈傾斜會(huì)使其壽命急劇下降，這是由于工作彎矩作用引起的軸承承載區(qū)域增大和接觸載荷顯著增加所致。此處盡管忽略了一些影響因素，但計(jì)算得到的θ值仍較大?？梢?jiàn)在沖擊載荷作用下軸承內(nèi)、外圈軸線嚴(yán)重傾斜，將導(dǎo)致軸承非正常運(yùn)轉(zhuǎn)，從而加速軸承的損壞。

4 故障軸承檢測(cè)分析

為深入揭示導(dǎo)向輪軸承失效的原因，由國(guó)家軸承質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心對(duì)故障導(dǎo)向輪軸承進(jìn)行了檢驗(yàn)，結(jié)果如下：

(1) 軸承材料、硬度及熱處理均合格，說(shuō)明軸承本身質(zhì)量并不是導(dǎo)致其失效的原因。

(2) 宏觀觀察及掃描電鏡檢驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，斷裂源起源于油溝槽與端面相接處，屬于過(guò)載引起的脆性斷裂。

(3) SKF NUP238圓柱滾子軸承通常不承受或只承受較小的軸向載荷，該軸承外圈擋邊與油溝槽接觸處是薄弱環(huán)節(jié)，易產(chǎn)生應(yīng)力集中，故在受到較大的軸向沖擊載荷時(shí)易發(fā)生斷裂。

5 結(jié)論和建議

經(jīng)過(guò)以上理論分析并結(jié)合國(guó)家軸承質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心的檢驗(yàn)，可以得到如下結(jié)論和建議：

(1) 正常糾偏過(guò)程中，軌道轉(zhuǎn)換車(chē)所產(chǎn)生的軸向沖擊載荷小于軸承的軸向承載能力，理論上是安全的。

(2) 地槽變形致使車(chē)體卡死過(guò)程中所產(chǎn)生的軸向沖擊載荷遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)軸承的軸向承載能力，該沖擊載荷的反復(fù)沖擊使軸承外圈擋邊處產(chǎn)生過(guò)載和應(yīng)力集中，導(dǎo)致軸承外圈擋邊磨損斷裂，軸承內(nèi)、外圈分離，最終發(fā)生導(dǎo)向輪下沉故障。

(3) 由于圓柱滾子軸承NUP238不宜承受較大的軸向載荷，故可能存在設(shè)計(jì)選型不當(dāng)?shù)膯?wèn)題。

鑒于航天任務(wù)高密度常態(tài)化的發(fā)展趨勢(shì)，建議后續(xù)檢測(cè)檢修過(guò)程中應(yīng)加強(qiáng)發(fā)射工位大型軸承的狀態(tài)監(jiān)測(cè)，尤其是潤(rùn)滑狀態(tài)檢查，以提高地面設(shè)備軸承的壽命和可靠性；添置相應(yīng)的檢測(cè)儀器，提高對(duì)設(shè)備的檢測(cè)能力，通過(guò)開(kāi)展專(zhuān)項(xiàng)研究，提升中心地面設(shè)備的綜合保障水平，確保發(fā)射任務(wù)的順利實(shí)施。