圆柱滚子轴承滚子端面及内圈挡边磨损机理分析

于清成，于庆杰，闫国斌，张静静，公平

(中国航发哈尔滨轴承有限公司，哈尔滨 150025)

航空发动机传动系统多选用圆柱滚子轴承来承受径向载荷[1-3]，在轴承使用过程中常会出现滚子与挡边磨损[4]，故有必要分析磨损机理，并提出相应的改进措施。

1 故障特征

某航空发动机系统轴承滚子磨损示意图如图1所示，磨损形式主要有滚子端面同心磨损与偏心磨损2种，挡边磨损如图2所示，磨损形式表现为个别部位有材料缺失，挡边整体表面呈黏着磨损形貌。该轴承主要结构参数为：内径45 mm，外径68 mm，宽度16 mm，滚子组节圆直径56 mm，滚子数量20，滚子直径7 mm，滚子长度7 mm。内圈转速为20 000 r/min。

图1 滚子端面磨损

图2 挡边磨损

2 故障原因分析

根据轴承磨损形式可知存在2点与故障相关联的设计因素：1)滚子精度控制不足；2)挡边形状要求不足。

2.1 滚子精度控制不足

滚子精度控制不足包括滚子圆倒角公差范围较大及滚子圆倒角跳动量未做要求(滚子圆倒角跳动量为圆角绕滚子轴线一周时的尺寸变化量)。当滚子两端圆倒角尺寸不一致时，滚子两端圆倒角部分质量不同，会产生滚子不平衡质量，从而使滚子工作过程中产生较大的不平衡力矩载荷(图3)，增大挡边与滚子的接触载荷，加速磨损[5]。

图3 不平衡力矩示意图

不平衡力矩M为

M=FcL=5×10-7mDwωr2L，

(1)

式中:Fc为不平衡质量产生的惯性力；L为滚子长度；Dw为滚子直径；m为不平衡质量；ωr为滚子自转角速度。

不平衡力矩M也可表示为

(2)

式中：n为内圈转速；Dpw为滚子组节圆直径。

原设计倒角尺寸为(0.5±0.2)mm，滚子材料为M50，材料密度为7.87 g/cm3，基于UG建立直径为7 mm，高度为0.7 mm的2个圆柱体，仅对每个模型的一端分别倒圆角，圆倒角尺寸分别为极限值0.3,0.7 mm，2个模型的质量分别为0.194,0.208 g。在不考虑圆倒角跳动量的情况下滚子不平衡质量为0.208-0.194=0.014 g，不平衡力矩M为23.3 N·mm，说明不平衡质量产生的不平衡力矩载荷较大，需加以控制，而增加滚子圆倒角跳动量要求同样可控制滚子圆倒角周向的一致性，进一步保证不平衡质量的控制。

2.2 挡边形状要求不足

原设计仅对挡边间隙有要求，并未对挡边形状进行要求，当前航空发动机滚子轴承采用斜挡边腹背角设计[6]，可以在挡边与滚子端面产生油楔，形成润滑油膜，减少磨损。据文献[6]可知：工作腹背角建议值为10′～40′，且腹背角越小，滚子歪斜程度越小。

挡边间隙量与挡边变形量示意图如图4所示。在实际的轴承预载安装与工作条件下，挡边形状与挡边间隙会发生变化，在挡边设计时必须要考虑轴承的实际安装条件与运转状态下的腹背角与挡边变形量，若不能形成合理的腹背角，则不能形成减小摩擦的润滑油膜。若挡边剩余间隙量过小，则不能形成滚子端面与挡边的润滑油膜，变为钢与钢接触，产生磨损。

图4 挡边间隙量与挡边变形量示意图

在安装状态与运转状态下的腹背角及挡边变形量可通过ANSYS计算，计算时要考虑轴承套圈安装结构与工况条件的影响，如配合过盈量、预紧力、温度、转速等。

3 改进措施

根据故障原因，制定相应的改进措施如下：1)增加滚子圆倒角跳动量不大于0.005 mm的要求；2)减小滚子圆倒角尺寸公差到(0.5±0.1)mm；3)挡边结构设计采用腹背角结构，腹背角要求为30′±10′。

4 改进后轴承有限元分析

该圆柱滚子轴承安装在齿轮轴上通过拧紧螺母提供压紧力，更改后的轴承主要结构及工况参数如下：设计腹背角为30′，内圈与轴的安装过盈量为12 μm，工作温度为150°，压紧力为40 kN。

轴承安装示意图如图5所示，基于ANSYS建立整体模型的1/6简化模型，将与滚子轴承内圈紧靠的球轴承简化为一个支承体，对支承体远离滚子轴承内圈的侧面施加固定约束，在拧紧螺母的螺纹面施加轴向压紧力，接触设置中将支承体与轴做绑定连接，其他各接触面均为摩擦接触，摩擦因数为0.1，并将滚子轴承内圈与轴设置为过盈配合，进行六面体网格划分，整体模型网格数量为435 236。安装状态与工作状态的轴向变形如图6所示，腹背角及挡边变形量分析结果见表1。

图5 轴承安装示意图

图6 内圈轴向变形云图

表1 分析结果

由表1可以看出：工作腹背角在合理范围内，更改后的腹背角设计满足要求;原设计要求的挡边间隙量为20～48 μm，表1中的挡边变形量最大值小于挡边间隙设计值，说明挡边间隙量也满足要求。

5 结束语

将结构改进后的轴承进行性能试验及耐久性试验，并随发动机完成装车试验，均无异常，通过了相关考核。说明滚子圆倒角跳动量、不平衡量控制及挡边腹背角设计可以有效改善滚子端面及挡边磨损问题。