高頻破碎器調心滾子軸承失效分析

蔡家斌，劉 文，丁成波，韋昌輝

（1.貴州大學 機械工程學院，貴州 貴陽 550025；2.貴州弘灃眾志工程機械有限公司，貴州 貴陽 550009）

1 引言

高頻破碎器是一種由液壓馬達驅動偏心塊從而產生偏心力的礦山機械設備，其多運用于礦山的巖石破碎、公路路面破碎重建以及混泥土構建的房子拆毀工況下[1]。軸承作為高頻破碎器里面的關鍵部件，其壽命的長短直接影響高頻破碎器的工作效率。某廠高頻破碎器的液壓馬達的工作轉速約為1200r/min，所用的軸承為調心滾子軸承，型號為22322CA，在使用了兩個月左右之后，高頻破碎器的調心滾子軸承發(fā)生失效，其軸承座孔出現了漏油現象，保持架出現了磨損、斷裂現象，滾子發(fā)生了間斷性凹坑，嚴重影響了該廠的經濟效益和產品信譽。文章主要從軸承外觀的粗視檢查、微觀變形測量以及有限元仿真驗證等方面對軸承失效作分析，并提出相應的改進措施。

2 軸承失效分析

2.1 軸承的安裝

調心滾子軸承的安裝，如圖1所示。軸的兩端分別由一個調心滾子軸承支撐，由軸承座緊固，整個齒輪箱里面注滿飛濺式潤滑油，軸承座上開有小孔。當齒輪和與之相連的偏心塊高速轉動時，會攪動潤滑油，使之飛濺進入軸承座小孔，最終潤滑軸承。整個油腔是密閉的，排除了異物進入油腔最終導致軸承損壞失效的可能。

圖1 軸承安裝示意圖Fig.1 Bearing Installation Diagram

2.2 軸承的粗視分析

調心滾子軸承的外圈軌道面與滾子相接觸，外圈軌道面及放大圖，如圖2（a）所示。外圈軌道面呈現間斷沖擊傷痕，軌道面凹凸不平，且出現了咬粘變色。軸承滾子凸面，如圖2（b）所示。出現了間斷性凹坑，這是由于在高速沖擊載荷下，滾子受力過大導致變形，且滾子兩端面磨損變色嚴重，說明由于潤滑不足出現咬粘現象。調心滾子軸承的保持架，如圖2（c）所示。保持架完全斷裂，兜孔磨損變形嚴重，兜孔倒角應力集中處也產生裂紋。這是由于軸承在滾子變形，受力不均的情況下，發(fā)生了偏載，加上液壓馬達的大扭矩作用，保持架不能承受力的作用而發(fā)生斷裂失效。通過粗視分析，可以初步推斷軸承的失效是由于大沖擊載荷造成的。一是大沖擊載荷造成了軸承的滾子、內外圈變形，加上軸向載荷，使其受力不均，發(fā)生偏載而導致保持架斷裂。二是變形的滾子擠壓油膜使其破裂，造成潤滑不良，摩擦形成高溫而使軸承發(fā)生咬粘。

圖2 軸承外觀粗視圖Fig．2 Sketchy View of Bearing Appearance

2.3 軸承的微觀變形測量

2.3.1 內外徑檢測

假設軸承的內外圈兩側分別為M側和N側，每側分為四個點檢測其變形后的實際直徑與未變形前的直徑偏差，其結果，如表1所示。從表1可以看出，調心滾子軸承的內外圈都已變形和超差，尤其軸承的內圈，N側與規(guī)格值相比變形了2倍多，說明軸承在大沖擊載荷下出現了變形。

表1 軸承內外徑測量結果Tab.1 The Bearing Inner Diameter Measurement Results

2.3.2 母線測量

母線即為調心滾子軸承的外圈軌道面、內圈軌道面以及滾子的素線，測量其形狀，可以了解到調心滾子軸承內部接觸區(qū)域的變形情況。從圖3（a）可以看出，外圈軌道面M側磨損嚴重，深度約為40μm，N側軌道面磨損較輕，深度約為10μm。從圖3（b）可以看出，內圈軌道面M側靠近中央位置磨損嚴重，深度約為30μm，N側也是靠近中央位置磨損嚴重，深度約為20μm。由圖3（c）可以看出，滾子靠近中央地區(qū)變形比較嚴重，且出現規(guī)律性凹坑，其中一個凹坑深度約為30μm。通過微觀變形測量，可以判斷出軸承所承受的沖擊載荷過大，從而導致了內外圈和滾子不同程度的變形；同時，從內外圈、滾子的溝槽深度和母線形狀可以推斷出軸承在運轉過程中由于潤滑不良，致使各零部件之間產生了不同程度的摩擦磨損。

圖3 軸承母線測量圖Fig．3 Bearing Bus Measurement

2.4 軸承有限元分析

軸承的有限元分析是從數值分析的角度，剝離軸承失效的各種影響因素，單純查看大沖擊載荷對軸承變形的影響，從而將模擬得出的數值與實際測量的數值比較，來驗證推論的正確性。調心滾子軸承的具體參數，如表2所示。

表2 調心滾子軸承相關參數Tab.2 Spherical Roller Bearings Related Parameters

2.4.1 建立有限元模型

由于調心滾子軸承的圓角和倒角等結構對接觸應力分布的影響小，建模時可以將其忽略[2]；為了降低有限元分析時的收斂難度，此分析不考慮保持架的影響[3]。網格劃分質量的好壞對計算結果的準確性是至關重要的。若網格質量好，可以將誤差降低到最小[4]，采用自動網格化分，內外圈的網格尺寸為4mm，滾子的尺寸為2mm，其質量檢查結果為：網格單元值0．88占主要比例，縱橫比接近于1，雅克比率接近2。選取滾動體表面作為接觸面，滾道面作為目標面[5]。根據軸承的實際工作情況，選擇接觸類型為摩擦非對稱接觸，摩擦系數為0．002，法相接觸剛度因子取1，接觸算法為增廣拉格朗日算法[4]。調心滾子軸承實際工作中是外圈固定，內圈轉動，因此對軸承外圈外圓面施加固定約束；為模擬滾動軸承在軸上的裝配情況，分別約束外環(huán)與內環(huán)側面所有節(jié)點軸向的平動自由度；為模擬保持架對滾珠的限制作用，在柱坐標系下約束每個滾子與內、外滾道接觸點連線上所有節(jié)點的軸向與周向自由度[6]；與此同時，在軸承內徑面上施加沖擊載荷和旋轉速度，為模擬重力作用，對軸承施加Z負方向的重力加速度。

2.4.2 有限元分析結果

有限元分析結果，如圖4所示。從圖可看出，軸承的最大變形量出現在軸承內圈，變形量為43.24μm，與測量的內圈偏差值48μm相比，誤差為11%，由探針可以測量到受到最大接觸力的滾子最大變形量為27.6μm，與測量的值30μm相差4.6μm，誤差為8%，軸承的最大等效應力與等效變形均出現在滾子上，分別為695MPa和0.00362，因此可以看出，滾子是最容易出現塑性變形而失效的部件。通過有限元仿真，得到了軸承的內外圈、滾子的變形量以及接觸應力，驗證了前文提到的沖擊載荷過大造成了軸承失效的推斷，但有限元仿真和實際測量還存在產生誤差，這是因為，有限元仿真只考慮單純的受力變形，不考慮變形后各零部件之間的摩擦磨損的影響，與實際中由于潤滑不良而產生軸承零部件磨損還是有區(qū)別的。

圖4 有限元分析云圖Fig.4 Finite Element Analysis Cloud Chart

2.5 軸承的失效分析

在高頻破碎器運行之初，其工作是正常的，說明安裝過程是正確的，沒有對其產生影響[7]；在工作兩個月左右就出現了保持架斷裂、滾子變形等失效情況，這說明故障是在運行過程中產生并迅速加劇的。從軸承的安裝、粗視分析、微觀變形測量以及有限元仿真來看，調心滾子軸承的失效主要是由于沖擊載荷過大導致滾子變形發(fā)生偏載以及油膜破裂摩擦形成高溫等因素綜合造成。一方面，高頻破碎器由于處在重載、大沖擊載荷等惡劣工況下，其內外圈、滾子等都出現了不同程度的塑性變形，再加上斜齒輪傳遞過來的軸向力作用，致使軸承軌道區(qū)域出現高應力，高表面摩擦切應力和大量的摩擦熱量[8]。塑性變形以及熱膨脹導致軸承的受力不均勻，致使軸承在1200r/min的高速運轉下形成偏載，偏載不但造成各列滾子間的載荷分配不均，還會引起單列滾子歪斜及打滑，造成局部應力集中，使?jié)L子及相應內、外滾道部分區(qū)域疲勞，同時，滾子將與保持架、內圈、外圈產生干涉[7]，在液壓馬達扭矩作用下，造成保持架斷裂，軸承卡死。另一方面，沖擊載荷下軸承內部油膜很容易破裂，油膜破裂情況下滾子和滾道之間擠壓摩擦產生大量的摩擦熱，潤滑油無法帶走更多的熱量，致使?jié)L子和內、外圈溫度升高。軸承溫升反過來破壞已形成的潤滑油膜，會出現滾子與套圈的干擦產生的熱量越來越多，內、外圈與滾子溫度急劇升高，高溫致使軸承材料的組織和強度發(fā)生變化，所以出現了內圈與外圈軌道的咬粘、蠕變等現象。

3 改進措施

通過對調心滾子軸承的失效分析，發(fā)現軸承主要是因為大沖擊載荷而產生了失效，因此從提高軸承承載能力和加強軸承潤滑兩方面提出改進措施：一方面，提高當前破碎器軸承的潤滑能力，增加油膜厚度是一種可行的辦法。前文已提到過軸承的潤滑是飛濺式潤滑，由于軸承座孔太小，飛濺式進油時油量太小，無法適應高速高重載下油量的需求，因此在保證軸承座承載能力的范圍內，改變軸承座孔的結構，將原來的四個開孔如圖5（a）改為六個如圖5（b），孔前增加三角形開口，用來收集更多的潤滑油。另一方面，選取承載能力更強的大型號軸承，由于高頻破碎器結構的限制，加上兩齒輪軸相隔太近，不能無限制增大軸承尺寸，查軸承樣本，可以選擇22324CA軸承，其內徑為120mm，外徑為260 mm，寬度為86mm，但受載能力比22322CA提高了18%。

圖5 軸承座改進圖Fig.5 Bearing Pedestal Change Figure

4 結論

（1）通過對失效的調心滾子軸承外觀作粗視分析，對內外圈變形量以及滾子母線精密測量，再和有限元仿真結果對比論證，最終確定軸承失效的主要原因是由于沖擊載荷過大造成的。（2）針對失效原因，從承受大沖擊載荷和增加油膜厚度兩方面提出了相應的改善措施，一是增加軸承座進油孔數量，二是更換為22324CA調心滾子軸承。

［1］王開樂，楊國平.高頻破碎錘的發(fā)展現狀與研究［J］.礦山機械，2015，（4）：1-4.（Wang Kai-le，Yang Guo-ping.Development situation and research of high-frequency vibro-ripper［J］.Mining&Processing Equipment，2015（4）：1-4.）

［2］王彥偉，羅繼偉，李尚勇.輪轂軸承接觸受力的整體三維有限元分析［J］.機械設計與制造，2008，（5）：8-10.（Wang Yan-wei，Luo Ji-wei，Li Shang-yong.Whole 3D contact analysis of hub unit using FEA method［J］.Machinery Design&Manufacture，2008（5）：8-10.）

［3］蔣立冬，應麗霞.高速重載滾動軸承接觸應力和變形的有限元分析［J］.機械設計與制造，2008（10）：62-64.（Jiang Li-dong，Ying Li-xia.Contact stress and deformation analysis of high-speed and heavy-duty rolling bearing by FEM［J］.Machinery Design&Manufacture，2008（10）：62-64.）

［4］付秋菊.貧油潤滑下深溝球軸承的摩擦磨損研究［D］.南京：南京航空航天大學，2014：42-44.（Fu Qiu-ju.Research on tribology and wear of deep groove ball bearing under starved lubrication［D］.Nanjing：Nanjing University of Aeronautics and Astronautics，2014：42-44.）

［5］張福星，鄭源，汪清.基于ANSYS Workbench的深溝球軸承接觸應力有限元分析［J］.機械設計與制造，2012（10）：222-224.（Zhang Fu-xing，Zheng Yuan，Wang Qing.Contact stress FEM analysis of deep groove ball bearing based on ANSYS Workbench［J］.Machinery Design&Manufacture，2012（10）：222-224.）

［6］裴興林，劉書巖.基于ANSYS的深溝球軸承接觸應力有限元分析［J］.新技術新工藝，2010（8）：5-7.（Pei Xing-lin，Liu Shu-yan.Contact stress FEM of deep groove ball bearing based on ANSYS［J］.New Technology&New Process，2010（8）：5-7.）

［7］朱愛華，朱成.離心風機用調心滾子軸承的失效分析［J］.軸承.2011，（9）：41-42.（Zhu Ai-hua，Zhu Cheng.Failure analysis on self-aligning roller bearings for centrifugal blower［J］.Bearing，2011（9）：41-42.）

［8］Tedric A.Harris，Michael N.Kotzalas.Rolling Bearing Analysis［M］.New York：Taylor&Francis Group，2006.