基于Recurdyn仿真的滾動軸承失效分析

高妮 胡俊梅 杜娟娟

摘 要：針對汽心泵外場使用中滾動軸承的多次失效，通過Recurdyn仿真分析了其最大接觸應(yīng)力和油膜厚度，得出該滾動軸承由于接觸應(yīng)力過大造成失效，驗(yàn)證了其仿真分析結(jié)果與計(jì)量分析的一致性，同時(shí)，針對失效原因提出了改進(jìn)措施，并進(jìn)行了Recurdyn仿真驗(yàn)證。

關(guān)鍵詞： 滾動軸承；接觸應(yīng)力；彈流潤滑；油膜厚度；Recurdyn仿真

中圖分類號： TH133.33 文獻(xiàn)標(biāo)識碼： A 文章編號：2095-7394（2018）02-0040-04

某定型發(fā)動機(jī)的主泵是一個(gè)汽心泵，該汽心泵由進(jìn)口節(jié)流活門、葉輪和出口擴(kuò)壓器組成，其中離心葉輪為徑向直葉片型葉輪。該汽心泵的功率較大，葉輪前側(cè)中心處安裝進(jìn)口節(jié)流活門，葉輪只能采用懸臂式支撐，支撐在兩個(gè)滾動軸承（軸承1和軸承2）上，在使用過程中，燃油泵靠近葉輪處的軸承2負(fù)荷較大，曾在外場發(fā)生多次軸承剝落故障，該軸承的失效和壽命對該汽心泵的可靠性的影響至關(guān)重要。

1 概述

根據(jù)該汽心泵軸承的實(shí)際工作狀況及故障現(xiàn)象，通過Recurdyn仿真分析了其接觸應(yīng)力過大及接觸處的油膜厚度[1]，得出該滾動軸承由于接觸應(yīng)力過大造成失效，驗(yàn)證了其仿真分析結(jié)果與計(jì)量分析的一致性，同時(shí)針對失效原因提出了改進(jìn)措施，并進(jìn)行了Recurdyn仿真[2]驗(yàn)證。

2 仿真分析

汽心泵在工作過程中，軸承在徑向力和軸向力反復(fù)作用下，鋼球與內(nèi)外軌道會產(chǎn)生不同程度的接觸應(yīng)力。兩個(gè)滾動軸承中滾珠與內(nèi)外軌道間間隙按0.01mm，其余軸承參數(shù)見圖1，當(dāng)泵轉(zhuǎn)速為n=21 045r/min，葉輪、軸承及其傳動軸的材料均為9cr18， 對利用多體動力學(xué)軟件Recurdyn對該軸承接觸受力進(jìn)行仿真分析，仿真模型見圖2。

仿真時(shí)間為0.5s，泵轉(zhuǎn)速開始起動到轉(zhuǎn)速恒定，仿真分析軸承的最大接觸應(yīng)力，仿真結(jié)果見圖3和圖4。

從圖3和圖4可知，在前0.1s時(shí)，轉(zhuǎn)速還未達(dá)到最大，軸承幾乎不受力，當(dāng)轉(zhuǎn)速為n=21 045r/min時(shí)，軸承1最大受力為[F1]=1 800N左右，軸承2最大接觸應(yīng)力為[F2]=8 200N左右，靠近葉輪處的軸承2負(fù)荷較大所受接觸應(yīng)力也較大，產(chǎn)品分解檢查時(shí)發(fā)現(xiàn)軸承2磨損較重，軸承1無磨損。

對于滾動軸承來說，最大接觸應(yīng)力為[σHP=（3 000～5 000）]MPa，但是內(nèi)軌道中心處的最大接觸應(yīng)力[σmax=8 200N]，大于最大接觸應(yīng)力為[σHP=（3 000～5 000）]MPa[3]，此結(jié)果與計(jì)量檢測結(jié)果相吻合，即該軸承2出現(xiàn)的疲勞剝落可能與其軸承承載能力不足有關(guān)。

3 潤滑油膜分析

根據(jù)滾動軸承工作機(jī)理，工程模型認(rèn)為一般工作條件下，軸承疲勞失效一方面是由于接觸應(yīng)力超出其材料的最大極限接觸應(yīng)力造成，另一方面由于接觸應(yīng)力過大，軸承在滾動接觸部位未形成油膜或在邊界潤滑狀態(tài)下轉(zhuǎn)動，滾動表面產(chǎn)生疲勞剝落和磨損。

3.1 彈性流膜厚度

軸承在滾動接觸部位未形成油膜或在邊界潤滑狀態(tài)下轉(zhuǎn)動，滾動表面產(chǎn)生疲勞剝落和磨損。滾動軸承中鋼球與溝道接觸的潤滑狀態(tài)通常用膜厚比[λ=h0minRa]判定潤滑的類別，其中[h0min]是當(dāng)[λ1]時(shí)，屬于邊界潤滑；當(dāng)[1<λ3]時(shí)，屬于部分彈流潤滑；當(dāng)[λ>3]時(shí)，屬于部分全膜彈流潤滑。若軸承在彈性潤滑狀態(tài)下工作，摩擦力矩小，壽命就會大大提高。

由于該角接觸軸承屬于點(diǎn)接觸，根據(jù)阿查德（J.Archard）公式[4]，按點(diǎn)接觸的油膜最小厚度

[h0=2.04?-0.74（ηBv）0.74R0.407（FE'）-0.074，] （1）

[1E'=12（1-μ21E1+1-μ22E2）=2×12×1-μ2E，R=（R2x+R2y），]

其中：

[F]—最大接觸應(yīng)力（N），[F=F2=8 200N，]

[?]—橢圓率，[?=（1+2Rx3Ry）-1]，

[η]—潤滑油粘度，[η=1.3×10-9NS/mm2，]

[B]—壓力系數(shù)，[B=0.020 2mm2/N，]

[v]—當(dāng)量滾動速度，

[v=v1+v22=12（ωr1+ωr2）=πn60（R1+R22），]

[n]—轉(zhuǎn)速，[n=]21 045r/min，

[R1=3.6mm]為滾珠半徑；[R2=15.7mm]為內(nèi)環(huán)半徑，

[Rx]—接觸件的軸向曲率半徑，[1Rx=1R1x+1R2x，]

[Ry]—接觸件的徑向曲率半徑，[1Ry=1R1y+1R2y，]

[R1x=R2x=R1y=R2y=4.08mm，]

[E']—兩接觸表面材料的當(dāng)量彈性模量，N/m2

[μ]—兩接觸表面材料的泊松比，[μ=0.25，]

[E]—彈性模量，[E=200×103N/mm2]。

由于外軌道中心處的最大接觸應(yīng)力小于[σHP]，內(nèi)軌道中心處最大接觸應(yīng)力超出[σHP]，因此，這里只計(jì)算內(nèi)軌道的最小油膜厚度，且相關(guān)參數(shù)按下限計(jì)算，

[h0=2.04?-0.74（ηBv）0.74R0.407（FE'）-0.074=2.04×0.6-0.74×（1.3×10-9×0.020 2×3 760 714）0.74×1.020.407×（8 2002.197 8×105）-0.074=0.067 8mm，]

即[h0min=0.067 8um。]

3.2 膜厚比

根據(jù)該滾動軸承設(shè)計(jì)要求，內(nèi)外軌道和鋼球的粗糙度均為0.05um，則兩接觸面的綜合粗糙度：

[Ra=0.052+0.052=0.070 7um]。

因此，該滾動軸承的膜厚比

[λ=h0minRa=0.717 6<1]，

該滾動軸承的滾珠與滾道之間形成了彈流處的臨界區(qū)[5]。軸承在臨界區(qū)域的潤滑狀態(tài)下工作，滾動表面產(chǎn)生疲勞剝落和磨損。摩擦力矩增大，軸承壽命降低。

3.3 故障結(jié)論

根據(jù)該滾動軸承故障現(xiàn)象，通過對軸承接觸應(yīng)力及接觸部位的彈性流膜厚度進(jìn)行計(jì)算分析。汽心泵在工作過程中，軸承受徑向力和軸向力作用，內(nèi)軌道中心處的最大接觸應(yīng)力超出了材料允許的[σHP]，過大的接觸應(yīng)力導(dǎo)致軸承在滾動接觸部位的油膜破損，滾珠在邊界潤滑狀態(tài)下轉(zhuǎn)動，滾動表面產(chǎn)生疲勞剝落和磨損。

4 改進(jìn)措施

4.1 仿真分析

為了使若軸承在彈性潤滑狀態(tài)下工作，減小摩擦力矩，提高壽命，在不改變?nèi)~輪強(qiáng)度下，將支撐在兩個(gè)滾動軸承上葉輪輕質(zhì)化處理，將材料改為鈦合金，軸承和傳動軸材料不變，利用Recurdyn對軸承的最大接觸應(yīng)力進(jìn)行仿真，結(jié)果見圖5和圖6。

由圖5和圖6可知，將葉輪輕質(zhì)化處理后，軸承1和軸承2所受的最大接觸應(yīng)力均相應(yīng)減小，軸承2所受的最大接觸應(yīng)力約為

[σmax=4 100（N）]

4.2 油膜厚度分析

由仿真分析可知軸承2所受的最大接觸應(yīng)力約為，[σmax=4 100N]

將[σmax]代入公式（1）中，

[h'0min=0.071 45um]

此時(shí)，[1<λ=h0minRa=1.0113]，屬于部分彈流潤滑，軸承在彈性潤滑狀態(tài)下工作。

5 結(jié)論

仿真分析結(jié)果與計(jì)量檢查結(jié)論相一致，即應(yīng)力過大造成疲勞剝落，軸承表面剝落可能為大應(yīng)力導(dǎo)致的潤滑油膜破壞，在臨界潤滑狀態(tài)下產(chǎn)生了磨損，并隨著磨損的加劇，剝落不斷擴(kuò)展。

根據(jù)仿真結(jié)果可知：為了提高軸承壽命，將支撐在兩個(gè)滾動軸承上葉輪材料改為鈦合金后，軸承在彈性潤滑狀態(tài)下工作，摩擦力矩小，壽命會大大提高。該改進(jìn)措施已在汽心泵上實(shí)施，其壽命有待后續(xù)驗(yàn)證。

參考文獻(xiàn)：

[1] 劉永紅.滾動軸承最小油膜厚度的分析計(jì)算研究[J].太原大學(xué)學(xué)報(bào)，2009（4）：130-131.

{2] 金燕，劉少軍，蔣玉孝.基于最小油膜厚度的航空圓柱滾子軸承修正壽命研究[J].潤滑與密封，2015，40（6）：8-12.

[3] 張敏，賈冬生.滾動軸承中最小油膜厚度及其測量[J].機(jī)械研究與應(yīng)用，2000，13（4）：24.

[4] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[M].3版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2001.

[5] 王紅軍.滾動軸承測試技術(shù)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008.

An Analysis on the Failure Reason of a Rolling Bearing Based on Recurdyn Simulation

GAO Ni1， HU Jun-mei2，DU Juan-juan1

（1.XIAN AERO-ENGINE CO.Desige institute，Xian 710072 ，China；2.School of mathematics，Xinzhou teachers university，Xinzhou 034000，China）

Abstract： Considering the constant failure of rolling bearing in the outside use of gasoline pump， this paper analyzes the maximum contact stress and the oil slick thickness accepted by rolling bearing by using Recurdyn simulation， finds the failure of rolling bearing attributes to the too much contact stress and verifies the consistency of the results generated by both simulation analysis and calculation analysis. Besides， the author also puts forward some improvement measures based on reasons of the failure. In addition， an assessment on the Recurdyn simulation has also been conducted in this paper.

Key words： rolling bearing； contact stress； EHL； oil film thickness； Recurdyn simulation

責(zé)任編輯 祁秀春