航空發(fā)動機主軸球軸承失效分析

徐銳, 沈獻紹, 范強, 王小清,陳勇

(1.中國人民解放軍駐黎陽機械公司軍事代表室，貴州 平壩 561102；2.中航工業(yè)貴州黎陽航空動力有限公司，貴州 平壩 561102)

對于工作在航空發(fā)動機主軸上的高溫高速滾動軸承來說，其主要失效形式有滾道表面燒傷、磨損，滾動體回火及打滑，滾道表面疲勞剝落和保持架變形/斷裂等。由于裝配或使用不當引起保持架變形甚至斷裂，增加了保持架與滾動體之間的摩擦，甚至使某些滾動體卡死，嚴重時會使發(fā)動機振動與噪聲增大，發(fā)熱加劇，導致軸承損壞。在某些情況下，航空發(fā)動機軸承失效會導致機毀人亡的嚴重后果[1-4]。

1 故障特征

某航空發(fā)動機地面臺架試車過程中參數異常，尾噴口大量噴射火星，金屬屑末信號器報警，停車過程中轉子轉動聲音異常。分解檢查發(fā)現高壓轉子和靜子葉片碰磨嚴重，3號支點球軸承鋼球磨損嚴重，軸承內圈半環(huán)靠發(fā)動機排氣方向嚴重磨損，軸承保持架磨損嚴重并有一兜孔側梁在靠發(fā)動機排氣方向斷裂，總工作時間僅60.3 h。

失效軸承是雙半內圈、三點接觸角接觸球軸承，軸承內、外圈及鋼球材料均為8Cr4Mo4V(M50)，保持架材料為QSi3.5-3-1.5硅青銅，表面采用變極性脈沖鍍銀。該軸承采用端面噴油潤滑冷卻，在試驗機上進行750 h可靠性耐久試驗后,分解檢查軸承未見異常；安裝到某在研航空發(fā)動機上進行300 h連續(xù)試車后，分解檢查也未見異常。發(fā)動機試車過程中滑油進出口溫度和滑油消耗量均未見明顯異常。

2 失效軸承檢查

2.1 宏觀檢查

軸承外圈溝道內側可見較輕的磨損痕跡，如圖1所示。保持架外側嚴重磨損，裂紋位于兜孔上，裂紋源區(qū)位于兜孔與保持架內側交界的結構一角處，保持架側面靠近外圈處呈棕紅色，靠近內圈鍍銀層多處起泡，保持架開裂處兜孔存在比其他兜孔更深的壓痕和磨痕形貌，其他兜孔處也存在嚴重的磨損形貌，如圖2所示。對磨損后多處側面寬度進行測量，尺寸相差較大，約為1.15～9.50 mm。內圈左、右半環(huán)溝道均有磨損，左半環(huán)溝道磨損嚴重，右側磨損相對較輕，如圖3所示。所有鋼球外觀形貌相似，均為一側有明顯的壓痕，與內圈左半環(huán)溝道側邊相符合，可知該壓痕應為與左半環(huán)劇烈摩擦形成的，其他部位可見均朝一個方向的較深摩擦痕跡，如圖4所示。

2.2 保持架斷口分析

從對失效軸承的宏觀檢查可以判斷，保持架為軸承零件的首斷件。保持架斷口放射棱線明顯，源區(qū)位于圖5所示處，斷口擴展前期較平坦，長度約占整個斷面的40%，呈灰黑色。斷口源區(qū)可以看到部分摩擦和卷邊痕跡，高倍形貌如圖6所示。

對源區(qū)進行能譜分析，可知除了硅青銅基體元素外，還可見M50鋼基體元素，這應為裂紋擴展過程中，鋼球對源區(qū)的摩擦而產生卷邊的附著產物。斷口擴展前、中、后期均可見明顯的細密疲勞條帶，疲勞條帶寬度約為0.27 ～0.8 μm，形貌分別如圖7～圖9所示。瞬斷區(qū)為韌窩形貌(圖10)。對保持架源區(qū)附近側面進行觀察，可見靠近內側鍍銀層完整，靠近兜孔側有明顯的磨損痕跡。外側磨損面可見大量的磨損剝落形貌(圖11)。保持架側面顏色較深處為熔融形貌和韌窩形貌，對該處進行能譜分析，可見硅青銅基體元素和M50鋼基體元素(圖12)。保持架側面鍍銀層起泡，形貌完整，未見熔融形貌，可能為劇烈摩擦受熱后高溫起泡。

2.3 金屬碎屑能譜分析

在滑油濾和軸承腔中均收集到大量的碎屑，滑油濾中碎屑相對較細，可見金黃色碎片、黑色融化顆粒及碎片和灰黑色長條碎片，形貌如圖13所示。能譜分析可知，除了可見硅青銅基體元素和M50鋼基體元素外，還有鋁屑。軸承腔中碎屑顆粒較大，能譜分析可知，黑色融化顆粒及碎片為M50鋼基體，金黃色碎片為硅青銅基體(圖14)。能譜分析結果見表1。

2.4 硬度檢查

對軸承內圈、外圈、保持架以及鋼球分別進行硬度檢測，其中內、外圈在試件的外表面進行洛氏硬度檢測(要求為60～64 HRC)；鋼球剖后磨制拋光進行洛氏硬度檢測(要求為61～65 HRC)；在保持架裂紋附近平行于斷口方向截取硬度試樣，進行維氏硬度檢測(HV300)，結果見表2和表3。可以看出，軸承各部件硬度值存在一定的分散性，均低于或處于技術條件要求下限，這與軸承承受劇烈高溫摩擦后硬度發(fā)生了一定的變化有關。

表1 能譜分析結果(質量分數)%

表2 軸承零件硬度檢測結果 HRC

表3 保持架硬度檢測結果 HV300

2.5 保持架金相檢查

在保持架斷口附近平行于斷口方向截取金相試樣，進行金相檢查，如圖15所示，靠近保持架外側面處有高溫燒傷痕跡。

圖15 保持架高溫燒傷金相形貌

2.6 質量復查

軸承研制質量復查結果表明：產品設計符合技術協議要求；軸承生產過程受控，工藝文件滿足設計及相關標準的要求；檢驗記錄完整；軸承質量符合技術協議及GJB 269—87技術條件要求。軸承安裝使用質量復查結果為：航空發(fā)動機核心機裝配過程中高壓軸系2個參數實測數值超差嚴重，其中與后支承機匣對接的7個定位孔中心相對于發(fā)動機轉子旋轉軸線的位置度K11實測值為0.95 mm(規(guī)定不超過0.05 mm)；與后支承機匣對接面相對于發(fā)動機轉子旋轉軸線的跳動量K12實測值為0.299 mm(規(guī)定不超過0.15 mm)。

3 分析和討論

3.1 故障樹分析

分析結果顯示，軸承失效與材料性能的關系不大；軸承各部件損傷較嚴重，未能對各個部件的尺寸進行精確測量，但可以推斷出軸承承受了較大應力。為了找出導致軸承失效的原因，按照自上而下的層次，通過故障因果邏輯分析，建立了故障樹。

在第一層事件中，從噴嘴的試驗結果，試車供油壓力正常和鋼球、內圈等的外觀情況來判斷，軸承的潤滑沒有問題，故不再進行中間事件“潤滑不夠”的分解；從滑油溫度的監(jiān)測情況、軸承未出現過燒與腐蝕等情況看，軸承的工作環(huán)境未見異常，故不再進行中間事件“工作環(huán)境惡化”的分解。

在中間事件“載荷過大”故障樹中，在地面設計狀態(tài)下，軸向力、徑向力均未超出軸承的承載能力，且在當地大氣條件下，軸向力會更低，故將“軸向力”、“徑向力”作為底事件；瞬時載荷以過載為主，在地面臺架試車中不會出現，故將“瞬時載荷”作為底事件；試車過程中未出現大的轉速脈動，且各附件負載運行參數平穩(wěn)，故將“轉速脈動”、“中央傳動激勵”作為底事件；臨界轉速的計算結果表明故障與臨界轉速無關，故將“臨界轉速”作為底事件；轉子的平衡結果符合設計要求，故將“轉子不平衡度大”作為底事件。

在中間事件“軸系裝配質量差”故障樹中，考慮到反映高壓轉子裝配質量的主要指標為轉子平衡精度和跳動，而這兩方面的狀況符合設計要求，將“高壓轉子裝配質量”作為底事件；裝配記錄表明渦輪支承機匣前端面跳動、渦輪支承機匣前端面孔的偏差均符合設計要求；裝配記錄表明低壓導向器機匣后端面跳動、低壓導向器機匣后端面精密孔位置度均嚴重超差，且是裝配中影響軸系同軸度的重要因素，是產生故障的可能原因。

在中間事件“軸系裝配質量差”故障樹中，裝配記錄表明軸承螺母的擰緊力矩、軸承端面跳動、軸承襯套圓度、軸頸外圓跳動及軸頸的配合尺寸未見異常。

在中間事件“軸承質量差”故障樹中，軸承通過了一系列考核試驗，尚未發(fā)現問題；且軸承在出廠時開具了合格證，在高空臺試驗后又對軸承進行了返廠檢查，檢查報告表明，未發(fā)現軸承存在制造問題。本次故障后的檢查結果表明，除軸承的硬度由于高溫作用偏低外，表面無腐蝕現象，未發(fā)現材料缺陷，未發(fā)現明顯的軸承制造質量問題。

結合斷口分析和故障樹分析可知：軸承失效很可能與發(fā)動機裝配過程中形位公差K11和K12嚴重超差產生的應力有較大關系。

3.2 裝配后形位公差K11和K12超差的影響

K11是與后支承機匣對接的7個定位孔中心相對于發(fā)動機軸心的位置度，反映后支承軸承座與發(fā)動機軸心的同軸度；K12是與后支承機匣對接面相對于發(fā)動機軸心的跳動，反映后支承軸承座與發(fā)動機軸心的垂直度。高壓轉子2個支點之間的距離為868.7 mm，代表支撐徑向偏移的K11達到0.95 mm，由此可知，發(fā)動機高壓轉子2個支點之間的偏斜角度為3′46″。3號支點軸承為三點接觸角接觸球軸承，其特點是承載能力大，但要求安裝精確，對于軸線不對中很敏感。我國機械設計手冊對該型軸承的使用規(guī)定軸承最大允許偏斜角為2′；俄羅斯規(guī)范ΓОСТ 3325—85滾動軸承軸和外殼配合表面的公差及技術要求配合中規(guī)定，由于加工和裝配工藝誤差引起的軸承套圈的允許偏斜角，軸≤50″，外殼≤1′40″；SKF公司的《軸承綜合型錄》中介紹，角接觸球軸承內、外圈的任何角度偏差都會引起噪聲的增大，導致鋼球承受更大的載荷，增大保持架承受的應力，縮短軸承壽命。FAG公司的《滾動軸承失效——失效識別和軸承檢測》中記載，安裝時軸承過度傾斜或套圈相互間過度傾斜會使保持架磨損，其現象為：保持架引導面磨損，保持架兜孔嚴重磨損，保持架可能發(fā)生變形和斷裂。綜合以上可知，發(fā)動機裝配后的軸承偏斜應是軸承失效的主要原因。

3.3 保持架斷裂的故障機理

文獻[5]顯示，20世紀40年代后期，英國皇家空軍曾多次發(fā)生因保持架疲勞斷裂造成航空發(fā)動機球軸承失效的案例。為了尋找保持架發(fā)生斷裂的原因，研究人員對保持架進行了應力試驗，當套圈相對偏斜角從0.26°增加到0.61°時，保持架的動態(tài)應力由1.76 MPa增大到35.2 MPa，增大了20倍，結果表明，套圈的相對偏斜及相應出現的保持架異常應力，是引起保持架疲勞斷裂最主要的原因。有研究人員對深溝球軸承6407的鋼板沖壓保持架進行了類似的研究[6]，結果是當套圈相對偏斜角從0增加到53′時，保持架的動態(tài)應力由0.54～0.81 MPa增加到20 MPa以上。

軸承運轉過程中鋼球和保持架會沿圓周方向發(fā)生相互碰撞，究其原因是保持架的角速度ωs和各個鋼球的公轉角速度ωoj不相等，鋼球中心和兜孔中心不重合，當這兩個中心之間的距離大于兜孔間隙的半值時，鋼球和兜孔間就會發(fā)生彈性碰撞。按照理想軸承運動學，鋼球的公轉角速度ωoj的最大瞬時差Δωo可以近似估算為

Δωo=ωomax-ωomin=2riωomin{1-[1-Dpwθ/(2fi-1)Dw]2}1/2/(Dpw-Dw),

ωomin=0.5ωj(Dpw-Dw)/Dw,

式中：ri為內圈溝曲率半徑，mm；Dpw為球組節(jié)圓直徑，mm；fi為內圈溝曲率半徑系數;Dw為鋼球直徑，mm；θ為套圈相對偏斜角，(°)；ωj為內圈旋轉角速度，rad/s。

從Δωo的計算公式中可看出，由于套圈相對偏斜，鋼球在溝道圓周上各處的接觸角和公轉角速度都是變化和不相等的，差異的程度隨偏斜角的增大而增大。同一軸承在相同的偏斜角下，旋轉角速度越大，產生的鋼球公轉角速度最大瞬時差Δωo越大。3號支點軸承相對偏斜角θ=3′46″，內圈轉速為14 880 r/min時，計算鋼球的公轉角速度最大瞬時差Δωo=8.8 rad/s。粗略估算，當套圈相對偏斜時，鋼球公轉角速度在圓周上分別取最大和最小值的兩點，大約相隔90°；即鋼球在經歷1/4轉的時間內，角速度會有8.8 rad/s的增量。依此計算，當鋼球角速度達到最大時，線加速度將達282.24 m/s2?？梢姡兹Φ南鄬ζ睍哟箐撉蜓貓A周方向對保持架的碰撞強度。

由于套圈偏斜，鋼球和保持架在轉動的同時，各有數量不同的軸向位移。這時鋼球中心和兜孔中心在軸向也不重合，會發(fā)生軸向相互碰撞。當套圈相對偏斜較大時，鋼球將在軸承對稱平面的兩側交替地對保持架不同位置上的兜孔產生正反兩個方向的碰撞和擠壓，增大鋼球和保持架軸向上的相互碰撞。當套圈偏斜時，鋼球將在軸承對稱平面的兩側交替地運動，各有數量不同的軸向位移，鋼球與套圈溝道之間的接觸角也在交替地發(fā)生變化，當接觸角變大時，鋼球與套圈的接觸應力就增大。因此，套圈相對偏斜增大了鋼球與套圈的接觸應力。

3.4 故障軸承的失效模式

套圈相對偏斜較大時，鋼球在保持架兜孔內做沖擊性回跳運動，使保持架受到了非正常碰撞力和擠壓力，并逐步破壞了鋼球在保持架兜孔內的運動軌跡，不斷使保持架產生撞擊擠壓變形，直至保持架發(fā)生疲勞裂紋。保持架側梁一旦有裂紋，在高離心力作用下保持架將失穩(wěn)，裂紋逐步擴展，可能導致貫穿性斷裂。同時保持架引導面變成橢圓并變大，引導間隙逐漸變小，保持架外徑磨損也逐步加劇，磨損量越來越大，因摩擦發(fā)熱加劇使得保持架端面的鍍銀層疏松起泡變色。保持架的引導作用逐步失去，軸承在打滑狀態(tài)下運轉，鋼球和溝道逐步產生磨損，振動增大；最后保持架外徑和外圈擋邊相對靜止，此時鋼球只自轉不公轉，保持架的打滑度為100%；鋼球與溝道完全處于純滑動狀態(tài)，鋼球與溝道為點接觸且磨損加劇，直至鋼球完全不能轉動，軸承失效，高壓轉子竄動與靜子發(fā)生碰磨。

4 結束語

航空發(fā)動機主軸3號支點軸承在發(fā)動機工作過程中失效導致發(fā)動機試車中斷，分解軸承檢查發(fā)現，軸承失效的首斷件為保持架，失效模式為保持架疲勞開裂。分析結果表明，軸承失效與其材質無關，其主要原因是發(fā)動機裝配過程中3，4號支承同軸度的形位公差K11和K12嚴重超差，引起軸承套圈相對偏斜，導致軸承在工作過程中承受了較大的偏載。