帶定位板球軸承失效分析

楊凡，陳浩，趙俊

(東風鼎新動力系統科技有限公司 技術中心，武漢 430058)

滾動軸承的失效形式主要有疲勞、磨損、腐蝕、電蝕、塑性變形、斷裂和開裂[1-4]，疲勞和磨損占軸承失效的56%[5]。滾動軸承的承載能力由基本額定靜載荷和基本額定動載荷構成，兩者主要取決于滾動體數量、直徑以及節圓直徑[6-7]，因此，軸承設計一般重點關注和校核軸承額定靜、動載荷是否滿足其工況要求，標準中未介紹對內外圈強度的校核;但實際應用中內外圈斷裂是最嚴重的失效形式，將會造成重大事故及無法挽回的經濟損失。文獻[8]針對軸承裝配過程中外圈斷裂問題對其制造工藝進行了詳細的剖析，給出了鍛造、車削和熱處理加工過程中產生裂紋的原因及改進措施；文獻[9]針對發動機主軸軸承外圈斷裂失效，從外圈的斷裂形貌，內圈和鋼球的材料屬性等方面進行詳細的分析和探索，得出鋼球疲勞剝落是導致外圈開裂的根本原因；文獻[10]分析某深溝球軸承外圈斷裂原因，得出熱處理過程中爐內碳勢過高引起表面增碳從而導致脆性斷裂的結論。

上述文獻中軸承內外圈均無特殊結構，外圈斷裂的根本原因主要由于制造過程或質量控制不當。汽車變速箱中帶定位板的深溝球軸承由于定位板與軸承連成一體，其外圈結構與標準軸承有一定差異，因此有必要分析該軸承在試驗中外圈斷裂的原因。

1 失效軸承狀況

失效軸承是一種用于變速箱中帶有定位板的深溝球軸承，定位板通過螺栓連接固定在變速箱殼體上以限制外圈的軸向移動，深溝球軸承的結構參數見表1。該類軸承最大的優點是外圈與定位板連接成整體從而減小軸系軸向的空間布置[11-12]，進而減小整臺變速箱的軸向尺寸，但外圈與定位板的連接區域完全依靠定位板支承，降低了外圈相應部位的徑向剛度，削弱了外圈的徑向承載能力。失效軸承內外圈和鋼球材料均為GCr15鋼，定位板材料為20Cr鋼，變速箱耐久試驗中出現外圈在倒擋時斷裂成兩部分(圖1)，內圈、鋼球、保持架未見異常，其他零件外觀形貌如圖2所示。對各零件相關尺寸進行檢測，結果都滿足圖紙要求。

表1 深溝球軸承的結構參數Tab.1 Structural parameters of deep groove ball bearing

圖1 軸承外圈斷裂Fig.1 Outer ring fracture of bearing

圖2 失效軸承其他零件外觀形貌Fig.2 Appearance morphology of other parts of failure bearing

2 常規檢查

2.1 斷口宏觀觀察與分析

外圈斷裂區域位于外圈與定位板連接處的平面根部(圖3a中紅線標記)，與變速箱倒檔時外圈承受鋼球的軸向力和徑向力的合力方向指向的區域相同。對外圈進行斷口分析可知，斷裂起始源是圖3b中藍色橢圓形標記的區域，然后裂紋沿紅色波浪線方向慢慢擴展，直至外圈完全斷裂，屬于疲勞斷裂。圖3b中黃線區域的黑色印記是外圈與定位板相互接觸留下的痕跡，在定位板上可以找到對應的接觸印記(圖4中紅色)，由此可知，斷裂起源位于外圈與鋼球接觸的承載區。

圖3 外圈斷口處Fig.3 Fracture area of outer ring

圖4 定位板Fig.4 Retaining plate

2.2 材料及其熱處理質量

分別采用直讀光譜儀、洛氏硬度計及金相顯微鏡并按照相關標準及圖紙要求對套圈、鋼球以及定位板的化學成分、材料屬性及熱處理質量進行了符合性檢驗，均未發現異常。

3 載荷計算

3.1 模型的建立

借助Masta軟件建立了齒輪、軸和軸承傳動系統的載荷計算模型，如圖5a所示，計算倒檔工況下軸承的載荷，并將其施加在圖5b所示的有限元計算模型中。此模型包括變速箱殼體、緊固螺栓、軸承定位板、軸承內外圈、鋼球，各零件之間的約束關系見表2。為減少計算時間，同時不影響計算結果的準確性，只保留軸承裝配區域周圍的殼體模型，在殼體邊界處施加固定約束。從Masta中計算得到的軸承載荷施加在軸承內圈中心，內圈孔面上的節點通過剛性單元(Rb3)耦合到內圈孔中心處，有限元模型與Masta中的計算模型坐標方向完全一致。

圖5 載荷計算模型Fig.5 Calculation model of load

表2 有限元模型零件之間的約束關系Tab.2 Constraint relationship among parts for finite element model

3.2 計算結果

在倒擋工況下(軸承在圖5a所示坐標下計算得到x,y,z方向的載荷分別為13.62,4.65，15.13 kN)，定位板與殼體的間隙為0.35 mm時，分別計算了鋼球與定位板螺栓孔重合以及對稱分布2種狀態下軸承外圈拉應力分布，結果如圖6所示，外圈圓周方向應力較大區域位于鋼球處，最大拉應力在軸承承載區，并位于外圈與定位板連接面的根部，與2.1節中分析的斷裂起始源位置(圖3)吻合。由圖6可知，在倒擋工況下，鋼球與定位板螺栓孔重合時外圈的最大拉應力為2 043 MPa，鋼球與定位螺栓孔呈對稱分布時外圈上的最大拉應力為1 915 MPa，已經超過了此外圈材料的屈服極限(1 810 MPa)[13]。

圖6 軸承外圈應力分布Fig.6 Stress distribution in bearing outer ring

4 失效原因與改進措施

4.1 失效原因

通過分析可知軸承的尺寸、硬度、金相等方面都滿足圖紙要求，未發現任何異常。有限元計算外圈在倒擋工況下的最大拉應力超過材料的屈服應力，所處區域與斷口分析得到的斷裂起始源位置基本一致，由此可確定軸承的失效模式為疲勞斷裂，外圈上過大的拉應力是造成其斷裂的根本原因。

緊固螺栓作用在軸承定位板的軸向拉力傳遞分配如圖7所示，為避免軸承外圈軸向移動，殼體與定位板之間必須保留一定的間隙，定位板通過螺栓預緊來定位外圈，變速箱殼體和外圈共同承受著來自定位板的軸向拉力。若能夠降低定位板與外圈之間的力，便可減小外圈在倒擋工況下的應力。在具體擋位下，定位板軸向拉力包括螺栓預緊力和來自軸承的軸向力，若變速箱殼體分擔更多來自定位板的拉力，則外圈所承受的來自定位板的拉力將會減小，作用在外圈上的應力也會隨之降低。

圖7 定位板與外圈載荷分配Fig.7 Load distribution between retaining plate and outer ring

4.2 改進措施

通過減小定位板與殼體之間的間隙使殼體承受更多來自定位板的拉力，采用前文建立的有限元計算模型，在鋼球與定位板螺栓孔重合的情況下，分別計算了軸承定位板與殼體間隙為0.02，0.10，0.20，0.40 mm時外圈的應力分布，結果如圖8所示，最大拉應力由0.40 mm間隙下的2 058 MPa減小到0.02 mm的1 662 MPa，下降了19.2%。

圖8 定位板與殼體間隙不同時的外圈應力分布對比Fig.8 Comparison of stress distribution in outer ring under different gaps between retaining plate and shell

在不改變軸承尺寸和結構的前提下，通過減小定位板與殼體之間的間隙可有效降低軸承外圈上的拉應力。改進措施實施后，軸承順利通過了變速箱耐久試驗。

5 結束語

通過對帶定位板的深溝球軸承失效分析得出，外圈斷裂是由于在倒擋工況下，斷裂起始源區域的最大拉應力已超過了此材料的屈服極限所致。通過減小定位板與殼體之間的間隙使變速箱殼體承受更多來自定位板的軸向拉力，從而減小軸承外圈與定位板之間的應力。改進后的軸承順利通過變速箱耐久試驗，不僅驗證了失效分析的正確性和有限元計算結果的準確性，而且有效解決了此軸承失效問題。