軌道轉換車導向輪軸承失效機理

李偉建，賈立德

(酒泉衛星發射中心，甘肅 酒泉 732750)

1 問題的提出

軸承是重要的機械基礎件，在航天發射場有著廣泛的應用，塔架回轉平臺，軌道轉換車行走輪、導向輪組件，臍帶塔電纜擺桿豎直桿回轉機構等均使用了各類大中型軸承。近年來，隨著發射場發射任務的增多，軸承的可靠性成為發射場地面設備維護與管理中的突出問題。近期，在發射場對軌道轉換車(圖1)進行檢修的過程中，發現軌道轉換車發生了導向輪下沉的故障。

圖1 軌道轉換車局部圖

經拆解發現導向輪用NUP238型圓柱滾子軸承發生了如圖2所示的損壞。下文針對導向輪軸承發生這種形式的損壞進行深入分析，以期找出失效的原因，避免今后再發生類似的故障。

圖2 損壞的導向輪軸承外圈

2 沖擊載荷計算分析

軌道轉換車從軌道轉換車改造的歷史情況可以看出，多次發生因地槽變形導致的跑偏現象，而一旦出現跑偏，必將在導向輪與輪軌之間產生強烈的沖擊載荷。這種沖擊載荷對導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種情況計算導向輪所受的沖擊載荷，并進行對比分析。

2.1 正常糾偏時的沖擊載荷

在正常行走過程中，軌道轉換車導向輪組件需要不斷對其行走軌跡進行糾偏，糾偏原理如圖3所示。

圖3 軌道轉換車正常糾偏示意圖

假設沿軌道的方向為y方向，垂直于軌道的方向為x方向，軌道轉換車運行速度為v，由于軌道轉換車走偏，其運行速度v與方向y的夾角為θ。工程上，為避免沖擊問題分析求解的復雜性，通常采用靜態等效的方法對該沖擊載荷值進行估算，利用基本的動量定理得

FtΔt=mΔv，

(1)

式中：Ft為水平沖擊載荷；Δt為沖擊過程作用時間；m為系統的質量，此處即為軌道轉換車的質量，m=200 t；Δv為沖擊過程作用前后的速度變化量。不妨設軌道轉換車的某次沖擊載荷作用時間為0.01 s(沖擊載荷的作用時間通常為毫秒級)，軌道轉換車正常運行速度為3.28 m/min，沖擊載荷作用后軌道轉換車反向行駛。通過對軌道轉換車軌距偏差、輪距偏差的測量發現，地槽軌道在y方向上每2個相鄰測量點之間的軌距偏差均小于其軌距偏差最大設計值7 mm。考慮最惡劣的工作狀況，即設計極限情況進行計算，設在y方向1 m距離內x方向走偏距離為7 mm，此時計算得到的沖擊載荷將最大。

當tanθ=7/1 000，則θ=0.401°，Δv=2vsinθ=7.653×10-4m/s，則水平沖擊載荷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的系數，K=0.2；C0r為基本額定靜載荷，C0r=76.02 t；極限轉速ng=1 300 r/min；n為軸承工作轉速，n=1.577 r/min，可計算出Fmax=149.8 kN，遠大于正常糾偏時軸向沖擊載荷1.56 kN。由此可知，導向輪系統在正常糾偏過程中軸承所承受的軸向沖擊載荷遠小于其軸向理論承載能力，表明軸承設計選型合理，能滿足正常工作要求。

2.2 地槽變形時引起的沖擊載荷

地槽變形使軌道轉換車卡死時車體位置示意圖如圖4所示，圖中2為軌道轉換車正常行駛時車體的位置，此時，導向輪組件與地槽軌道的兩側間隙均為δ。圖中1，3為軌道轉換車受地槽變形的影響，軌道轉換車臺車與地槽立面、導向輪與地槽鋼軌共同作用，導致軌道轉換車卡死時車體的2種位置。

圖4 軌道轉換車卡死時車體位置示意圖

與2.1節的分析相似，取沖擊作用時間Δt=0.01 s，在此時間內發生的水平位移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，軌道轉換車沿x方向以速度Δv撞擊地槽鋼軌，最終因軸承失效導致停車(卡死)。

由(1)式可以計算出此次撞擊過程中的水平沖擊載荷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，軌道轉換車在運行過程中若發生卡死現象，對導向輪軸承產生的軸向沖擊載荷將遠大于軸承理論軸向承載能力，在該沖擊載荷的反復作用下，軸承將直接發生斷裂。

3 軸承失效機理分析

3.1 軸向載荷分布的計算[2]

通過對故障軸承的初步分析發現，2套軸承外圈擋邊均為磨損斷裂，下面重點分析軸承外圈的受力情況。軌道轉換車行走過程中發生糾偏時，導向輪與軌道間存在接觸，導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，F2分別為軸向、徑向載荷。

1—透蓋；2—軸;3—導向輪;4—外圈;5—悶蓋;6—擋板;7—內圈

為了簡化分析，假設有2個滾子位于圖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作用點至軸線的距離，rG=rb；R為外載荷F作用點至軸線的距離。取ra=rb=150 mm，R=340 mm，F1=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，致使軸承外圈左側下擋邊及外圈右側上擋邊受滾子端面接觸載荷的作用，且左側接觸載荷較大。導向輪、透蓋和悶蓋通過軸承懸掛在導向輪軸上，軸承外圈無有效的固定支撐，外圈擋邊厚度為10.5 mm，相對于滾子尺寸和有效支撐的內圈擋邊而言，是整個結構的薄弱環節。在接觸載荷Qa，Qb的作用下，將產生應力集中，工作時不斷磨損，當磨損到一定程度或出現外載荷過大時，軸承外圈上、下擋邊就會突然斷裂。

3.2 內外圈軸線夾角的計算

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

圖6 內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系為

(5)

式中：lw為滾子長度；E為彈性模量，E=206 GPa;S為滾子截面面積。由文獻[3]可知，NUP238型軸承外形尺寸為：內徑190 mm，外徑340 mm，寬度55 mm，滾子組內徑231 mm、外徑299 mm，滾子尺寸為φ34 mm×34 mm。結合(3)，(4)式中計算得到的Qa，則δa=0.207 8 mm。由圖6幾何關系可近似計算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、外徑計算得r=132.5 mm，則θ1=0.090°。

在F2的作用下，內圈中心線與外圈初始中心線形成的夾角θ2，可根據懸臂梁撓度公式計算為[4]

(7)

式中：F2=7 000 kN；l=445 mm；I=πd4/64；d=190 mm。經計算得θ2=3.013°。

因此，軸承內、外圈軸線夾角θ=θ1+θ2=3.103°。在工作彎矩作用下，軸承內、外圈傾斜會使其壽命急劇下降，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，但計算得到的θ值仍較大。可見在沖擊載荷作用下軸承內、外圈軸線嚴重傾斜，將導致軸承非正常運轉，從而加速軸承的損壞。

4 故障軸承檢測分析

為深入揭示導向輪軸承失效的原因，由國家軸承質量監督檢驗中心對故障導向輪軸承進行了檢驗，結果如下：

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

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

(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節，易產生應力集中，故在受到較大的軸向沖擊載荷時易發生斷裂。

5 結論和建議

經過以上理論分析并結合國家軸承質量監督檢驗中心的檢驗，可以得到如下結論和建議：

(1) 正常糾偏過程中，軌道轉換車所產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) 地槽變形致使車體卡死過程中所產生的軸向沖擊載荷遠遠超過軸承的軸向承載能力，該沖擊載荷的反復沖擊使軸承外圈擋邊處產生過載和應力集中，導致軸承外圈擋邊磨損斷裂，軸承內、外圈分離，最終發生導向輪下沉故障。

(3) 由于圓柱滾子軸承NUP238不宜承受較大的軸向載荷，故可能存在設計選型不當的問題。

鑒于航天任務高密度常態化的發展趨勢，建議后續檢測檢修過程中應加強發射工位大型軸承的狀態監測，尤其是潤滑狀態檢查，以提高地面設備軸承的壽命和可靠性；添置相應的檢測儀器，提高對設備的檢測能力，通過開展專項研究，提升中心地面設備的綜合保障水平，確保發射任務的順利實施。