圓柱滾子軸承滾子端面及內圈擋邊磨損機理分析

于清成，于慶杰，閆國斌，張靜靜，公平

(中國航發哈爾濱軸承有限公司，哈爾濱 150025)

航空發動機傳動系統多選用圓柱滾子軸承來承受徑向載荷[1-3]，在軸承使用過程中常會出現滾子與擋邊磨損[4]，故有必要分析磨損機理，并提出相應的改進措施。

1 故障特征

某航空發動機系統軸承滾子磨損示意圖如圖1所示，磨損形式主要有滾子端面同心磨損與偏心磨損2種，擋邊磨損如圖2所示，磨損形式表現為個別部位有材料缺失，擋邊整體表面呈黏著磨損形貌。該軸承主要結構參數為：內徑45 mm，外徑68 mm，寬度16 mm，滾子組節圓直徑56 mm，滾子數量20，滾子直徑7 mm，滾子長度7 mm。內圈轉速為20 000 r/min。

圖1 滾子端面磨損

圖2 擋邊磨損

2 故障原因分析

根據軸承磨損形式可知存在2點與故障相關聯的設計因素：1)滾子精度控制不足；2)擋邊形狀要求不足。

2.1 滾子精度控制不足

滾子精度控制不足包括滾子圓倒角公差范圍較大及滾子圓倒角跳動量未做要求(滾子圓倒角跳動量為圓角繞滾子軸線一周時的尺寸變化量)。當滾子兩端圓倒角尺寸不一致時，滾子兩端圓倒角部分質量不同，會產生滾子不平衡質量，從而使滾子工作過程中產生較大的不平衡力矩載荷(圖3)，增大擋邊與滾子的接觸載荷，加速磨損[5]。

圖3 不平衡力矩示意圖

不平衡力矩M為

M=FcL=5×10-7mDwωr2L，

(1)

式中:Fc為不平衡質量產生的慣性力；L為滾子長度；Dw為滾子直徑；m為不平衡質量；ωr為滾子自轉角速度。

不平衡力矩M也可表示為

(2)

式中：n為內圈轉速；Dpw為滾子組節圓直徑。

原設計倒角尺寸為(0.5±0.2)mm，滾子材料為M50，材料密度為7.87 g/cm3，基于UG建立直徑為7 mm，高度為0.7 mm的2個圓柱體，僅對每個模型的一端分別倒圓角，圓倒角尺寸分別為極限值0.3,0.7 mm，2個模型的質量分別為0.194,0.208 g。在不考慮圓倒角跳動量的情況下滾子不平衡質量為0.208-0.194=0.014 g，不平衡力矩M為23.3 N·mm，說明不平衡質量產生的不平衡力矩載荷較大，需加以控制，而增加滾子圓倒角跳動量要求同樣可控制滾子圓倒角周向的一致性，進一步保證不平衡質量的控制。

2.2 擋邊形狀要求不足

原設計僅對擋邊間隙有要求，并未對擋邊形狀進行要求，當前航空發動機滾子軸承采用斜擋邊腹背角設計[6]，可以在擋邊與滾子端面產生油楔，形成潤滑油膜，減少磨損。據文獻[6]可知：工作腹背角建議值為10′～40′，且腹背角越小，滾子歪斜程度越小。

擋邊間隙量與擋邊變形量示意圖如圖4所示。在實際的軸承預載安裝與工作條件下，擋邊形狀與擋邊間隙會發生變化，在擋邊設計時必須要考慮軸承的實際安裝條件與運轉狀態下的腹背角與擋邊變形量，若不能形成合理的腹背角，則不能形成減小摩擦的潤滑油膜。若擋邊剩余間隙量過小，則不能形成滾子端面與擋邊的潤滑油膜，變為鋼與鋼接觸，產生磨損。

圖4 擋邊間隙量與擋邊變形量示意圖

在安裝狀態與運轉狀態下的腹背角及擋邊變形量可通過ANSYS計算，計算時要考慮軸承套圈安裝結構與工況條件的影響，如配合過盈量、預緊力、溫度、轉速等。

3 改進措施

根據故障原因，制定相應的改進措施如下：1)增加滾子圓倒角跳動量不大于0.005 mm的要求；2)減小滾子圓倒角尺寸公差到(0.5±0.1)mm；3)擋邊結構設計采用腹背角結構，腹背角要求為30′±10′。

4 改進后軸承有限元分析

該圓柱滾子軸承安裝在齒輪軸上通過擰緊螺母提供壓緊力，更改后的軸承主要結構及工況參數如下：設計腹背角為30′，內圈與軸的安裝過盈量為12 μm，工作溫度為150°，壓緊力為40 kN。

軸承安裝示意圖如圖5所示，基于ANSYS建立整體模型的1/6簡化模型，將與滾子軸承內圈緊靠的球軸承簡化為一個支承體，對支承體遠離滾子軸承內圈的側面施加固定約束，在擰緊螺母的螺紋面施加軸向壓緊力，接觸設置中將支承體與軸做綁定連接，其他各接觸面均為摩擦接觸，摩擦因數為0.1，并將滾子軸承內圈與軸設置為過盈配合，進行六面體網格劃分，整體模型網格數量為435 236。安裝狀態與工作狀態的軸向變形如圖6所示，腹背角及擋邊變形量分析結果見表1。

圖5 軸承安裝示意圖

圖6 內圈軸向變形云圖

表1 分析結果

由表1可以看出：工作腹背角在合理范圍內，更改后的腹背角設計滿足要求;原設計要求的擋邊間隙量為20～48 μm，表1中的擋邊變形量最大值小于擋邊間隙設計值，說明擋邊間隙量也滿足要求。

5 結束語

將結構改進后的軸承進行性能試驗及耐久性試驗，并隨發動機完成裝車試驗，均無異常，通過了相關考核。說明滾子圓倒角跳動量、不平衡量控制及擋邊腹背角設計可以有效改善滾子端面及擋邊磨損問題。