滾針軸承試驗中應力集中所致剝落現象分析及試驗優化

張振潮，任文亮，鐵曉艷

(1.國家軸承質量監督檢驗中心，河南 洛陽 471039；2.洛陽軸研精密機械有限公司，河南 洛陽 471039)

1 試驗方案及問題

以帶內圈的向心滾針和保持架組件的壽命可靠性試驗為例，對試驗中出現的非正常疲勞失效原因進行分析。帶內圈的向心滾針和保持架組件以座孔的孔壁為外滾道。為保證載荷能力和運轉性能，試驗裝置孔壁的硬度、加工精度和表面質量應與軸承外圈相同。

某帶內圈向心滾針和保持架組件如圖1所示。軸承內圈、滾針材料均為GCr15軸承鋼，保持架材料為PA66-GF25，軸承尺寸為Φ21.8 mm×Φ32 mm×25.8 mm，額定動載荷Cr=22 700 N，額定靜載荷C0=38 600 N，初始徑向游隙Gr=0.022 mm，滾子有效長度Lwe=20.5 mm，內滾道直徑dr=27 mm。對其進行壽命可靠性試驗。

圖1 試驗軸承

依據常規試驗經驗，軸承內圈轉速一般為軸承極限轉速的20%～60%，當量動載荷一般為基本額定動載荷Cr的20%～30%，試驗載荷誤差、轉速誤差控制在±2%。由此取當量動載荷P=Fr=5 772 N,轉速n=4 000 r/min，則當量動載荷與額定動載荷的比值為

(1)

基本額定壽命的計算值為

(2)

依此數據(載荷、轉速)進行壽命試驗,試驗采用脂潤滑，試驗前認真檢查試驗裝置(圖2)，確保其滿足試驗要求。

圖2 試驗機簡圖

試驗中監測試驗軸承的溫度、載荷與噪聲，有異常情況立刻停機檢查。

試驗至46.5及66 h時，1，4號位軸承滾針相繼出現非正常疲勞剝落，且失效均發生于保持架接口附近的滾針端部，失效情況如圖3所示。

圖3 滾針軸承失效圖

2 失效原因分析

使用和研究表明，直素線接觸的滾子軸承在其兩端存在著嚴重的應力集中，可高達中部應力的3～7倍，主要是由于直素線滾針接觸的邊緣效應和滾針偏斜所致，應力集中長度占接觸長度的7%～16%。邊緣應力集中導致早期疲勞剝落，降低滾子的承載能力。故滾子軸承通常要進行素線修緣，以減小滾子端部的邊緣應力集中。由于滾針直徑小、長度長，滾針輪廓修形難度較大，滾針的修緣大多僅限于滾針近端面處。而滾針和滾道線接觸修正也不甚理想，故邊緣存在一定的應力集中，限制了滾針的承載能力，且對運轉條件要求較高。

軸承應用中由于軸的彎曲或軸兩端的軸承安裝不同心，導致軸承內、外圈相對偏斜，此時也會產生滾子端部應力集中。由于試驗前對試驗裝置的尺寸精度和形位公差均進行了嚴格檢查，故可忽略軸兩端軸承安裝不同心的現象。無外圈滾針軸承由于內徑小，額定動載荷大，排除其他因素，可能是試驗中軸的彎曲產生端部應力集中，從而導致滾針端部疲勞剝落。

關于軸承可以接受的最大傾斜角，依據制造商樣本的經驗數據，表1給出了各類滾動軸承的最大容許偏斜[1]。與圓柱滾子軸承相比，滾針軸承寬度較大，修緣技術難度亦較大，故對傾角有更高的限制要求。

表1 最大允許軸承傾斜角

此外，滾針保持架組件采用塑料保持架，其接口處滾針間隔距離較大，接口部位滾針載荷也較大，從而加劇了接口附近滾針端部的疲勞剝落。

3 理論推證

無外圈滾針軸承內徑小，與之相配軸的直徑也小。軸在載荷作用下將產生彎曲變形，若偏轉角過大將導致滾針軸承發生邊緣接觸，造成磨損不均,即使很小的邊緣載荷也能迅速降低疲勞壽命。為了計算方便，假設軸承與軸間作用力為集中載荷，載荷作用點位于軸承寬度的一半處，這樣可以將試驗裝置軸及軸上所加載荷簡化為在中間兩對稱集中力F作用下的簡支梁模式(圖4)。

圖4 受力簡圖

3.1 軸彎曲偏斜角計算

根據截面轉角方程以及對稱性可知，疊加后最大截面轉角在兩端截面處。下面僅計算截面B的轉角。查軸的端截面轉角計算公式，對照代入可得左、右側F引起B端面處的偏轉角[2]。

對于左側F

(3)

對于右側F

(4)

將(3)式與(4)式相加得

(5)

(6)

式中：F=Fr為單套軸承作用于軸上的徑向載荷；a為1，2號位軸承受力點間距；b為2，3號位軸承受力點間距的一半；d為軸直徑，d=21.8 mm；Ci為i號位軸承寬度(i=1～4)；T1為1，2號位軸承間隔離環寬度，T1=10 mm；T2為2，3號位軸承間隔離環寬度，T2=26.4 mm。軸材料為碳鋼，彈性模量E=206 GPa，由(5)式計算得θB=0.003 98 rad。

計算得軸最大撓度角為0.003 98 rad，軸的彎曲變形超過了已知滾子軸承允許的最大傾斜角[1]。

3.2 接觸變形與位移計算

以圖5軸承滾針位置進行靜載荷下的接觸變形分析，假設軸承對軸的力作用點在軸承全長的1/2處。在徑向游隙Gr=0.022 mm，徑向載荷Fr=5 772 N下，采用文獻[1]的求解法，可得位置角ψ=0°處套圈徑向移動量δr=0.016 87 mm。軸承套圈偏斜如圖6所示。

圖5 位置角

圖6 套圈偏斜

軸承位置角ψ=0°滾針處，滾針與滾道之間的初始間隙h0為[3]

h0=0.5Gr(1-cosψ0)=0.011 mm。

(7)

在Fr作用下，軸承將產生徑向位移，此時在位置角ψi=0的滾針處，其接觸變形為[3]

δr0=δrcosψ0-h0=0.005 87 mm 。

(8)

1，4號軸承處，軸彎曲引起最大相對轉角在位置角ψ=0°的滾針處，其計算式為

θ0=θcosψ0。

(9)

當將軸承作用力簡化為軸承寬度1/2處的集中載荷時，ψ=0°處，軸在滾針端部的最大位移量fmax為

fmax=0.5Bcθcosψ0=0.040 795 mm,

(10)

式中：Bc為滾針長度，Bc=20.5 mm。最大位移量值為軸承靜載引起位置角ψ=0°處接觸變形δr0的6.9倍，可見軸彎曲會導致很大的邊緣載荷。

4 試驗改進

4.1 改進方案1

由(5)式可知，簡支梁的最大偏轉角與支承距離成反比，減小支承距離a，偏轉角θ也會隨之減小。但是受試驗機結構的限制，僅僅減小a并不能滿足要求，還應結合減小Fr和提高轉速。改進前、后(縮短支承間距)的裝配示意圖如圖7所示。

圖7 改進后(縮短支承距離)的裝配示意圖

改進后，縮短了隔離環的寬度(改進前隔離環寬10 mm，改進后5 mm)，1，2號位軸承力作用點間距離a由原來的35.8 mm減少為30.8 mm(圖4)。與此同時，調整試驗方案，試驗所加徑向載荷由原先的5 772 N減至1 800 N，轉速提高為5 000 r/min。

對此方案進行可行性分析。由(5)式可得軸的最大偏轉角

QB=0.001 rad。

軸承基本額定壽命計算值為

由此可知，當載荷引起的最大偏轉角為0.001 rad時,軸承的基本額定壽命為15 562 h，如果軸承壽命可靠性足夠高，試驗至基本額定壽命至少需1.776年，試驗時間長且成本高。由于受軸承結構及加工精度的限制，不能通過進一步提高試驗轉速來縮短試驗時間，故該試驗裝置及試驗條件不能滿足實際要求。

4.2 改進方案2

由(6)式可知，慣性矩I與軸的截面直徑d成正比。I隨d的增大而增大，軸抗彎剛度也隨之提高。因此，端截面轉角會隨直徑增大而降低?？梢酝ㄟ^優化軸的結構，達到降低傾斜角的目的。采用新設計臺階軸(圖8)的試驗機裝配圖如圖9所示，此軸中間用N206E圓柱滾子軸承支承，增大了軸中間部分的橫截面積。

圖8 臺階軸

圖9 采用臺階軸的試驗機裝配示意圖

忽略軸中間定位臺階及外伸部分的影響，軸所受載荷可以簡化為如圖10所示簡支梁模式，梁中間部分直徑為Φ30 mm，左右兩側直徑均為Φ21.8 mm。因結構和載荷的對稱性，可先求左側F引起的撓度角，然后用疊加法求總撓度角(計算過程略)。

圖10 簡支梁簡圖

當F=3 631 N時，計算得θB=2.746×10-7F=0.998‰。

在方案2條件下試驗至額定壽命L10h，由于客戶要求試驗的方法為定時截尾試驗，即試驗至基本額定壽命停止，該批軸承試驗結束。對多個批次滾針軸承進行壽命試驗，結果證明當傾斜角控制在0.001 rad時，滾針端部應力集中狀況得到較好的改善，但是根據試驗后滾針及滾道的磨損痕跡推斷，軸承依然存在一定邊緣載荷。

試驗改進后載荷、轉速均有變化，但上述方案的試驗條件均符合GB/T 24607—2009《滾動軸承壽命與可靠性試驗及評定》和GB/T 6391—2010《滾動軸承 額定動載荷和額定壽命》的相關要求。

對于保持架耐沖擊性較好的滾針軸承、沖壓外圈滾針軸承等，為了進一步縮短試驗軸承間的距離，可直接以軸臺階軸向定位軸承，省去隔離環，進一步提高軸的抗彎能力。

5 結論

(1)帶內圈的滾針保持架組件試驗中由于與軸承內徑相配合的軸直徑小，滾針軸承寬度大、額定動載荷較高，在疲勞試驗中應注意載荷偏大引起軸彎曲變形，進而導致滾針邊緣應力集中，加劇滾針端部的疲勞剝落。

(2)滾針軸承試驗不能盲目施加載荷，試驗前應校核滾針全長上的最大偏斜角，以免載荷過大導致滾針端部應力集中的現象。

(3)由于滾針軸承結構、承載能力、使用要求的特殊性及試驗裝置和試驗機的限制，與常規試驗相比，其當量動載荷與額定動載荷的比值P/C要小得多。滾針軸承試驗及使用中應注避免邊緣載荷過大造成壽命迅速降低的現象。