徐超，公平，張振宇，李穎

(1.中國航發(fā)哈爾濱軸承有限公司 研發(fā)中心，哈爾濱 150025；2.哈爾濱電力職業(yè)技術學院，哈爾濱 150030)

深溝球軸承具有高轉速、低摩擦、高精度、加工成本低及結構簡單等優(yōu)點，廣泛應用于各類機械中[1-3]。某飛機飛行過程中發(fā)生多起燃油增壓泵故障，出現(xiàn)燃油供給壓力下降，飛機動力不足，經(jīng)拆解發(fā)現(xiàn)燃油增壓泵用6303/P4深溝球軸承內圈溝道剝落，保持架出現(xiàn)磨損、斷裂，故障率超過20%，嚴重影響飛機飛行安全。故有必要對軸承進行失效分析，并提出相應的改進措施。

1 軸承故障分析

1.1 故障特征

某型飛機在飛行訓練時，運行未達到300 h發(fā)生多起燃油增壓泵故障，經(jīng)分析原因均為飛機燃油增壓泵用6303/P4深溝球軸承發(fā)生故障，軸承各零件分別出現(xiàn)了不同程度的損傷，故障特征如圖1所示：軸承保持架兜孔與鋼球接觸面出現(xiàn)異常磨損(圖1a);保持架發(fā)生周向斷裂(圖1b)；內圈溝道溝底區(qū)域出現(xiàn)了整個圓周斷續(xù)剝落(圖1c)；鋼球表面有不同程度高溫變色(圖1d)。

圖1 故障特征Fig.1 Fault characteristics

1.2 故障原因分析

作用在保持架上的力主要為鋼球與保持架兜孔之間的作用力和保持架引導面與引導擋邊之間的作用力[4]135。由于軸承保持架為沖壓浪形結構，保持架引導面與引導擋邊之間的作用力可忽略不計，作用力主要為鋼球與保持架兜孔之間的作用力。軸承在聯(lián)合載荷作用下，鋼球與內、外圈溝道的接觸角不同，會導致鋼球相對套圈溝道中心產(chǎn)生軸向竄動。當鋼球的軸向竄動量超過保持架兜孔間隙時會造成鋼球沖擊磨損，保持架兜孔異常磨損逐漸加劇，最終導致保持架斷裂。

軸承保持架斷裂為兜孔兩側均勻漸進性異常磨損斷裂，這與采用的沖壓保持架材料及結構形式有關，軸承在工作中承受了一定的軸向載荷。

內圈溝道剝落形貌為鱗片狀剝落，屬于疲勞失效。說明軸承運轉時內圈溝道與鋼球接觸表面產(chǎn)生了較高的接觸應力，使軸承內圈溝道產(chǎn)生疲勞剝落，最終導致軸承失效。

鋼球表面有不同程度高溫變色，這是因為軸承工作時伴有短時高溫現(xiàn)象，溫度超過了鋼球材料允許的溫度范圍。

2 擬動力學分析計算

2.1 擬動力學軟件

COBRA擬動力學分析軟件是高級球軸承和滾子軸承系統(tǒng)優(yōu)化分析軟件，結合ANSYS有限元分析軟件進行三維結構力學和位移分析，可同時考慮超過100個載荷點對軸-軸承系統(tǒng)進行分析[5]。

COBRA擬動力學分析軟件僅需建立簡易的軸-軸承系統(tǒng)模型，以表單形式進行輸入，輸入條件包括軸參數(shù)、軸承參數(shù)、配合方式、工況條件等。該軟件自帶高級分析功能，具有保持架分析模塊，輸入保持架材料、引導方式、兜孔間隙可對鋼球與保持架兜孔之間作用力進行迭代計算，也可對軸承變形、發(fā)熱量、工作游隙、軸承壽命等進行分析。

2.2 分析計算

增壓泵用6303/P4深溝球軸承基本結構參數(shù)見表1，其轉速為9 300 r/min，軸向載荷為300 N，徑向載荷為768 N，溫度為120 ℃。

表1 結構參數(shù)Tab.1 Structrual parameters

建立軸承-軸系模型，如圖2所示。坐標系遵循右手螺旋定則，坐標原點位于軸的最左端，x軸表示徑向，y軸表示軸向。在建模時考慮安裝配合的要求(內圈與軸采取過盈配合，外圈與軸承座采取間隙配合)及載荷要求(載荷施加在軸承外圈上)。

圖2 軸承-軸系模型Fig.2 Bearing shafting model

鋼球與內、外圈溝道的接觸示意圖如圖3所示，在軸、徑向載荷的聯(lián)合作用下鋼球與內外圈溝道接觸角會發(fā)生變化，基于COBRA分析計算得到某一時刻鋼球與內、外圈溝道的接觸角見表2。以1#，4#鋼球為例，1#鋼球與內圈溝道的接觸角為4.02°，4#鋼球與內圈溝道的接觸角為27.26°。

圖3 聯(lián)合載荷作用下鋼球與溝道的接觸示意圖Fig.3 Diagram of contact between steel balls and raceway under combined load

表2 接觸角Tab.2 Contact angles

在聯(lián)合載荷作用下，鋼球與溝道的接觸關系如圖4所示，根據(jù)幾何關系可知鋼球相對內圈溝道中心的偏移量為[4]156

圖4 鋼球與溝道的接觸關系Fig.4 Contact relationship between steel balls and raceway

x=0.5Asinα=(Ri+Re-Dw)sinα，

(1)

式中：Ri，Re為內、外圈溝道半徑；Dw為鋼球直徑；α為接觸角。

通過計算可知：1#鋼球相對于內圈溝道中心偏移量最小，為0.012 mm；4#鋼球相對內圈溝道中心偏移量最大，為0.080 mm；兩鋼球軸向最大偏移量差值為0.068 mm，如圖5所示，超過保持架兜孔間隙的一半(0.0545 mm)，鋼球會對保持架產(chǎn)生一定的沖擊，不斷磨損保持架兜孔，最終使保持架斷裂。

圖5 鋼球與保持架兜孔的位置關系Fig.5 Position relationship between steel balls and cage pockets

3 改進設計

根據(jù)故障原因提出如下改進措施：

1)擴大保持架兜孔間隙，將保持架兜孔間隙由0.109 mm增大到0.275 mm，可有效降低鋼球對保持架的沖擊及減少鋼球與保持架兜孔之間的異常磨損；

2)將保持架由沖壓浪形結構改為車制實體結構，可提高保持架抗沖擊、抗磨損能力；

3)將鋼球直徑由8.731 mm增大到9.525 mm，可降低鋼球與溝道的接觸應力，提高軸承承載能力；

4)將軸承套圈及鋼球材料由GCr15改為Cr4Mo4V，提高軸承的高溫適應性。

4 仿真分析

按照主機工況要求，在轉速9 300 r/min，軸向載荷300 N，徑向載荷768 N，溫度120 ℃條件下，基于COBRA對軸承進行受力分析,改進前后的軸承套圈接觸應力變化如圖6所示，保持架兜孔受力如圖7所示。由圖可以看出：1)內圈最大接觸應力由1 967 MPa下降到1 827 MPa；2)軸承保持架兜孔受力最大值由33.21 N下降到22.68 N。

圖6 內、外圈接觸應力Fig.6 Contact stress of inner/outer ring

圖7 保持架兜孔受力Fig.7 Load on cage pocket

5 試驗驗證

根據(jù)主機要求，在轉速9 300 r/min，軸向載荷300 N，徑向載荷768 N，溫度120 ℃的工況下，對改進后的軸承在試驗機上進行750 h的試驗，試驗后對軸承進行外觀檢查和旋轉靈活性檢查發(fā)現(xiàn)，試驗軸承整體外觀完好，內、外套圈表面無異常，保持架無裂紋，鉚釘未見異常磨損、脫落，軸承旋轉靈活，如圖8所示。

圖8 軸承外觀形貌Fig.8 Morphology of bearing

6 結束語

通過對某型飛機燃油增壓泵用6303/P4深溝球軸承故障原因進行分析，得出故障原因，并提出了相應的改進措施，經(jīng)試驗驗證，滿足要求，軸承壽命明顯提高。分析結果可為該類軸承的設計提供參考。