主槳轂水平鉸軸承故障分析與改進

于慶杰， 張振宇， 杜姣婧， 薛林林， 王麗瑤， 劉永寶

（中國航發哈爾濱軸承有限公司，哈爾濱 150025）

0 引言

航空軸承在發動機系統中起旋轉支撐作用，相當于發動機的“關節”。早期發動機結構設計與軸承設計關聯度較弱，在軸承工作過程中會產生與主機使用條件不匹配的情況，進而導致軸承運轉失效，發動機無法正常運行[1]。為解決軸承故障問題，需通過全面系統的分析，定位軸承的失效原因，進而制定有效的預防措施。

關于軸承失效的研究，謝榮華[2]、拾益躍[3]等說明了高速滾動軸承的失效形式與原因，并通過舉例進行分析；徐銳[4]研究了失效軸承與發動機裝配公差關系，指出裝配后軸承偏斜是導致軸承失效的主要原因；胡春燕等[5]通過外觀檢查、斷口宏微觀檢查、硬度檢測及能譜分析，指出軸承失效性質為接觸疲勞失效；班君等[6]研究了鍛造形成的孔洞缺陷對軸承失效的影響，提出了控制鍛造工藝與增加鍛造缺陷檢測的措施來防止軸承疲勞剝落失效；宋海榮等[7]在軸承失效基本特征的綜合分析基礎上確定軸承早期疲勞剝落導致最終失效；陳宇等[8]通過分析確定軸承失效原因為石墨顆粒進入軸承導致軸承故障。范國星等[9]針對圓柱滾子軸承在使用過程中發生的故障，從故障件形貌及安裝使用等方面開展分析研究，提出了增加滾道長度及滾子凸度量的改進措施；趙強等[10]針對某型航空發動機圓柱滾子軸承在試驗過程中反復出現的故障進行分析，研究失效機理及原因，提出相應改進措施并進行試驗驗證；孔德龍等[11]列舉了航空發動機主軸軸承常見的主要損傷模式，對損傷模式的形貌特征進行了描述，并分析了形成損傷的機理及可能造成的危害，提出了預防措施。在雙列圓柱滾子軸承研究方面，李財林等[12]針對雙列圓柱滾子軸承安裝后出現精度超差問題，提出正確的安裝思路與措施；李國平等[13]針對雙列圓柱滾子軸承的安裝，從剛度、動態特性及溫度方面對軸承預緊進行分析，給出了軸承的預緊量。

本研究主要針對飛機主槳轂水平鉸的雙列圓柱滾子軸承在使用過程中發生的故障開展研究，通過軸承失效形貌分析、軸承復查情況及仿真計算，確定故障的產生原因，并制定改進措施，通過試驗驗證措施的有效性。

1 故障現象

主槳轂水平鉸軸承為雙列圓柱滾子軸承，軸承材料為經過雙真空冶煉的8Cr4Mo4V。該軸承在使用370 h后失效，拆解后的軸承內圈整體形貌及斷裂、剝落形貌見圖1。內圈靠近阻尼器部位的一側滾道出現約占圓周方向1/3的剝落區，內圈端面產生2條裂紋，裂紋貫穿內徑及滾道表面，沿大致軸向方向延展并交匯，最終形成剝離。外圈滾道及滾子工作表面存在明顯的碾壓痕跡，滾子倒角靠近端面一側有細小剝落。

2 分析過程與結果

2.1 內圈斷裂形貌分析

對內圈斷裂形貌進行觀察發現，內圈裂紋位于減振阻尼器一側，大致沿軸向分布，長度為47.5 mm，為貫穿裂紋（圖2）。內圈斷口形貌如圖3所示，可以看出裂紋起源為內圈端面內徑倒角處[14]，且裂紋擴展分為3個階段。I、Ⅲ階段形貌特征基本相同，均為沿晶+韌窩形貌，在慢速率加載條件下發生斷裂，斷口呈現沿晶的特征；Ⅱ階段具有韌窩斷裂特征，為快速擴展階段。

圖3 內圈斷口形貌Fig.3 Fracture morphology of inner ring

內圈靠近端面垂直裂紋方向分別從內徑面、心部、外徑面、裂紋兩側取樣，磨拋腐蝕后進行金相組織觀察，如圖4所示。內圈的內徑面、心部、外徑面、裂紋兩側金相組織均勻，裂紋兩側未見脫碳等異?，F象。

對軸承內圈的內徑面、心部、外徑面、裂紋處進行硬度檢測，結果均滿足標準（HRC 61～65）要求。

2.2 軸承復查

針對故障軸承從原材料、設計、工藝、質量及使用條件等多方面進行復查，發現軸承設計結構與實際使用條件不匹配的因素無法排除。

軸承內圈安裝在銷軸上，銷軸由叉耳進行支撐，工作過程中軸承繞軸線低速擺動，軸承外圈承擔槳葉的升力載荷，銷軸左端承擔阻尼器載荷。軸承安裝使用如圖5所示。銷軸在實際工作過程中會產生彎曲變形，且軸承內圈為較寬的環套，銷軸彎曲時會在軸承內圈端面內徑處產生較大應力，存在內圈斷裂風險；軸承設計時套圈滾道與滾子輪廓沒有進行修型處理，在載荷作用下會產生應力集中，存在早期疲勞失效風險。

圖5 軸承安裝使用圖Fig.5 Installation diagram of bearing

2.3 計算分析

針對軸承設計結構與實際使用條件不匹配的情況開展計算分析。軸承外圈承擔槳葉的升力載荷為320 kN，銷軸左端承擔阻尼器載荷為10 kN。軸承參數如表1所示。

表1 軸承參數Table 1 Parameters of bearing

1）內圈變形與等效應力分析。

根據軸承的安裝使用條件，建立有限元模型[15-17]，并在內圈2列滾子位置分別施加軸承載荷160 kN及在阻尼器位置施加載荷10 kN，叉耳底面施加固定約束。施加載荷及約束如圖6所示。

圖6 施加載荷及約束Fig.6 Applying load and restraint

通過求解計算得到整體變形圖，如圖7所示。內圈內徑變形曲線及內圈等效應力分布圖如圖8所示。從圖7、圖8a可知，在載荷作用下，軸承內圈發生較大的彎曲變形，內圈內徑的彎曲量為0.371 mm；從圖8b可以看出，內圈等效應力最大值為1 334.2 MPa，位置在靠近阻尼載荷測得內圈端面內徑處，與故障斷裂起始源一致。

圖7 整體變形圖Fig.7 Overall deformation diagram

圖8 內圈內徑變形曲線及等效應力分布圖Fig.8 Curve of inner diameter andquivalent stress distribution diagram of inner ring

2）軸承套圈滾道接觸應力分析。

采用ROMAX DESIGNER軟件建立表1參數的軸承分析模型，外徑施加載荷320 kN，銷軸左端承擔阻尼器部分施加載荷10 kN，計算軸承最大接觸應力，結果見表2。軸承兩列內、外圈滾道最大接觸分布見圖9。從圖9可以看出，由于軸承在安裝使用狀態下內圈彎曲，導致軸承滾子發生傾斜，在滾子倒角處產生邊緣應力集中，內圈應力達到3946 MPa，接近于軸承產生永久變形的接觸應力限制值（4000 MPa），產生早期失效。

表2 軸承最大接觸應力Table 2 Maximum contact stress of bearing MPa

圖9 軸承兩列內、外圈滾道最大接觸應力分布Fig.9 Maximum contact stress distribution of two-row inner and outer ring raceways of bearing

2.4 故障因素定位

根據軸承故障形貌及斷裂分析、軸承復查及計算可知，軸承失效原因主要有2點：1）內圈在載荷作用下產生較大的彎曲變形，并在阻尼載荷側端面內徑處產生較大的應力，隨著軸承運轉形成初始裂紋源區I，然后在滾子載荷進一步作用下，裂紋快速擴展，形成斷裂區Ⅱ，最后發展至內圈部分脫落，形成斷裂區Ⅲ；2）由于內圈彎曲變形，且滾子母線、套圈滾道沒有修型處理，形成應力集中，產生滾道早期疲勞失效。

3 軸承改進及試驗驗證

3.1 內圈結構改進及分析

針對于內圈彎曲變形產生從內圈端面內徑處斷裂的問題，在內圈內徑增加3處內徑槽，徑向槽深為0.6 mm。內圈結構改進示意圖見圖10。

圖10 內圈結構改進Fig.10 Improved structure of inner ring

對改進結構的內圈進行計算分析，整體變形圖、內圈內徑變形曲線及內圈等效應力分布圖如圖11所示。由此可知，改進結構的內圈彎曲變形量減?。▓D11a、圖11b），等效應力降低，最大值僅為703.15 MPa，且最大應力點從端面內移（圖11c）。

3.2 滾子及套圈滾道修型設計分析

為改變軸承套圈滾道應力集中問題，對滾子母線、內圈及外圈滾道修型處理。通過計算分析確定如下：1）滾子母線為平直段-圓弧修型，凸度量為0.016～0.021 mm；2）內圈滾道為全凸修型，凸度量為0.017～0.022 mm；3）外圈滾道為全凸修型，凸度量為0.006～0.011 mm。

計算改進軸承最小凸度量組合及最大凸度量組合的最大接觸應力見表3。軸承兩列內、外圈滾道最大接觸分布見圖12。修型改進設計后，避免了應力集中，且最大接觸應力降低為3130 MPa，安全裕度提升1.28倍。

表3 改進軸承最大接觸應力Table 3 Maximum contact stress of improved bearing MPa

圖12 改進軸承兩列內、外圈滾道最大接觸應力分布Fig.12 Maximum contact stress distribution of two-row inner and outer ring raceways of improved bearing

改進軸承經過2套600 h耐久性試驗后，軸承整體狀態完好，未產生內圈裂紋和滾道疲勞失效，改進措施有效。

4 結論

1）主槳轂水平鉸雙列圓柱滾子軸承的失效原因為在軸承內圈在工作條件下產生彎曲變形，在內圈端面內徑處產生較大應力，導致內圈斷裂，在軸承滾道處產生邊緣應力，致使滾道剝落。

2）通過在內圈內徑增加3處內徑槽，減小內圈彎曲變形量，降低內圈等效應力，防止內圈斷裂。

3）通過對滾子母線、內圈和外圈滾道修型處理，消除軸承的邊緣應力，防止滾道剝落。