王浩，郭蘭中，林化清,楊蘭玉

(1.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221116； 2.常熟理工學(xué)院 機(jī)械學(xué)院，江蘇 蘇州 215500)

飛機(jī)襟翼收放系統(tǒng)中，磨損是造成系統(tǒng)機(jī)械故障的主要原因[1-2]。滑軌和滾輪是襟翼收放機(jī)構(gòu)的重要運(yùn)動(dòng)副，兩者之間的磨損不僅改變各自的尺寸精度，也會(huì)改變運(yùn)動(dòng)副間的配合尺寸以及配合精度，降低運(yùn)動(dòng)精度或者出現(xiàn)動(dòng)作不協(xié)調(diào)，嚴(yán)重影響飛機(jī)的可靠性。當(dāng)磨損超過(guò)一定限度時(shí)，就有可能影響襟翼的準(zhǔn)確收放，造成兩側(cè)襟翼開(kāi)度不一致或發(fā)生機(jī)械卡阻，危及飛行安全。因此，研究襟翼收放機(jī)構(gòu)中滑軌與滾輪之間的磨損及其可靠性[3]，對(duì)確定其使用壽命，制定檢查周期、大修周期以及維修要求，保證飛行安全具有重要意義。大量的實(shí)踐表明，在軸承與滑軌組成的運(yùn)動(dòng)副中，軸承的磨損失效是導(dǎo)致整個(gè)運(yùn)動(dòng)副乃至整個(gè)機(jī)構(gòu)的失效的主要原因，因此將以襟翼收放系統(tǒng)中的軸承為中心進(jìn)行研究。

1 滾動(dòng)軸承磨損壽命的理論計(jì)算

磨損失效指表面之間的相對(duì)滑動(dòng)摩擦導(dǎo)致工作表面金屬不斷磨損而產(chǎn)生失效。持續(xù)的磨損將引起軸承零件逐漸損壞，并最終導(dǎo)致軸承尺寸精度喪失及其他相關(guān)問(wèn)題。磨損會(huì)影響形狀變化，配合間隙增大及工作表面形貌變化，影響潤(rùn)滑劑或使其污染達(dá)到一定程度造成潤(rùn)滑功能完全喪失，最終使軸承喪失旋轉(zhuǎn)精度乃至不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)。磨損失效是各類軸承常見(jiàn)的失效形式之一。

滾動(dòng)軸承磨損壽命是指軸承在使用過(guò)程中，隨著使用時(shí)間的增加，軸承由于過(guò)量磨損而喪失正常工作性能的累計(jì)總轉(zhuǎn)數(shù)，或在一定轉(zhuǎn)速下的工作小時(shí)數(shù)。

由于軸承磨損規(guī)律復(fù)雜, 磨損壽命尚無(wú)完善的計(jì)算方法, 通常用徑向游隙的增量來(lái)表示軸承的磨損量, 根據(jù)許用磨損系數(shù)進(jìn)行估算，最終得到滾動(dòng)軸承的磨損壽命計(jì)算公式為[4,5]

Lw=50(0.61lnλ+0.656)×10fv×60n，

(1)

式中：Lw為軸承磨損壽命；λ為軸承工作時(shí)的最小油膜系數(shù)；fv為軸承許用磨損系數(shù);V為軸承的許用徑向游隙增量;e0為磨損率；n為軸承轉(zhuǎn)速。

2 滾動(dòng)軸承磨損壽命的點(diǎn)估計(jì)

實(shí)踐表明，大量機(jī)械設(shè)備中傳動(dòng)系統(tǒng)的失效大部分是由于滾動(dòng)軸承疲勞磨損而引起的。大量試驗(yàn)和分析證明，壽命服從正態(tài)分布。已知分布形式，即可從樣本出發(fā)，求出未知參數(shù)的估計(jì)。

參數(shù)估計(jì)可分為點(diǎn)估計(jì)和區(qū)間估計(jì)，現(xiàn)采用點(diǎn)估計(jì)，即總體ξ分布的形式已知，分布參數(shù)θ1，θ2，…，θm(如正態(tài)分布的均值和標(biāo)準(zhǔn)差)未知，從樣本(X1，X2，…，Xn)出發(fā)，求出m個(gè)統(tǒng)計(jì)量，作為未知參數(shù)θ1，θ2，…，θm的估計(jì)[6]。

正態(tài)分布均值的點(diǎn)估計(jì)為

(2)

標(biāo)準(zhǔn)差的點(diǎn)估計(jì)為

(3)

在指定可靠度R下，可靠壽命的點(diǎn)估計(jì)為

(4)

式中：ZR按可靠度R查表1確定。

表1 ZR與可靠度R的關(guān)系[8]

3 試驗(yàn)

3.1 試驗(yàn)設(shè)備及試樣

試驗(yàn)設(shè)備為自制的往復(fù)式多用途摩擦磨損試驗(yàn)機(jī),示意圖如圖1所示。整個(gè)裝置固定在立柱、壓梁和平臺(tái)組成的承力框架中，通過(guò)絲杠和壓力傳感器給固定摩擦副的上磨板和車式下磨板施加徑向載荷Fr，聯(lián)體式電磁可調(diào)電動(dòng)機(jī)通過(guò)連桿機(jī)構(gòu)使下磨板做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。該試驗(yàn)機(jī)可一次同時(shí)安裝4套軸承及2個(gè)與之配對(duì)的滑軌(圖2)，不僅可以提高試驗(yàn)效率，也可保證試驗(yàn)條件的一致性，從而有效地減小試驗(yàn)誤差，提高試驗(yàn)數(shù)據(jù)的可靠性。

圖1 試驗(yàn)設(shè)備原理圖

1—滑軌1；2—軸承1；3—軸承2；4—軸承4；5—軸承3；6—滑軌2

為使試驗(yàn)結(jié)果盡可能符合實(shí)際情況，上磨塊為36102軸承，材料為GCr15，寬度B=9 mm，內(nèi)徑d=15 mm，外徑D=32 mm，接觸角α=15°，額定動(dòng)載荷Cr=4.5 kN。下磨塊(滑軌)材料為40CrNiMoA，結(jié)構(gòu)尺寸如圖3所示。

圖3 下磨塊結(jié)構(gòu)尺寸圖

3.2 試驗(yàn)方法

文獻(xiàn)[8-9]在進(jìn)行壽命試驗(yàn)時(shí)，觀察到存在不失效壽命。所以，考慮到滾動(dòng)軸承在試驗(yàn)中可能出現(xiàn)無(wú)限壽命的情況，即存在一個(gè)極限載荷，低于該載荷，軸承便不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞，滾動(dòng)疲勞磨損試驗(yàn)設(shè)計(jì)為常幅定數(shù)截尾試驗(yàn)，即當(dāng)4套滾動(dòng)軸承試樣中有3套失效即停止試驗(yàn)。試驗(yàn)示意圖如圖4所示。

圖4 試驗(yàn)示意圖Fig.4 Diagram of test

試驗(yàn)時(shí)，加載裝置通過(guò)上磨板施加4 000 N的徑向載荷，由于結(jié)構(gòu)尺寸的對(duì)稱性，每套軸承承受1 000 N的徑向載荷。載荷通過(guò)壓力傳感器以及與其相連接的標(biāo)準(zhǔn)載荷測(cè)量?jī)x(準(zhǔn)確度<0.005%FS，溫度系數(shù)<5×106，A/D轉(zhuǎn)換速率>50次/s)控制。通過(guò)聯(lián)體式電磁可調(diào)電動(dòng)機(jī)控制轉(zhuǎn)速，調(diào)速范圍為200～1 400 r/min，轉(zhuǎn)速比i=80，輸出的轉(zhuǎn)速為2.5～17.5 r/min，試驗(yàn)時(shí)轉(zhuǎn)速為7 r/min。試驗(yàn)部件的力學(xué)性能見(jiàn)表2。

表2 部件材料的力學(xué)性能

軸承失效的判定：在試驗(yàn)過(guò)程中，當(dāng)軸承出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)精度降低，最終無(wú)法正常工作時(shí)，視為該軸承磨損失效。

采用外圓千分尺測(cè)量軸承的磨損量，即為原始尺寸與相互垂直的2個(gè)直徑方向上測(cè)量值的平均值之差；采用深度千分尺測(cè)量滑軌的磨損量，取整個(gè)磨損表面均勻分布的9個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)量值的平均值。

3.3 結(jié)果與分析

軸承失效時(shí)的循環(huán)次數(shù)見(jiàn)表3，其磨損量與壽命曲線如圖5所示。由于試驗(yàn)機(jī)一次循環(huán)軸承滾動(dòng)距離為520 mm，而軸承外徑為32 mm，通過(guò)計(jì)算可得，一個(gè)循環(huán)即曲柄旋轉(zhuǎn)一周，軸承轉(zhuǎn)數(shù)為5.18 r?；壍哪p量與壽命曲線如圖6所示。軸承和滑軌平均磨損量對(duì)比如圖7所示。

圖5 軸承磨損量與壽命曲線

圖6 滑軌磨損量與壽命曲線

圖7 軸承與滑軌平均磨損量對(duì)比

由表3可知，當(dāng)循環(huán)次數(shù)達(dá)到43 965次(軸承轉(zhuǎn)數(shù)為227 739 r)時(shí)，有3套軸承失效。因此可初步認(rèn)為，在相同工作條件下，36102軸承的可靠工作壽命不會(huì)超過(guò)227 739 r。

表3 滾動(dòng)軸承失效時(shí)的循環(huán)次數(shù)

由圖5和圖7可知，軸承磨損量擬合曲線的左端延長(zhǎng)線距離坐標(biāo)原點(diǎn)很近，說(shuō)明該軸承在投入工作后，基本沒(méi)有磨合期，一開(kāi)始就處于比較穩(wěn)定的磨損狀態(tài)，且磨損量的擬合曲線斜率很小，表明在相同循環(huán)次數(shù)下增加的磨損量比滑軌小。這是由于航空滾動(dòng)軸承的尺寸精度、形狀精度和表面質(zhì)量均較高。

由圖6和圖7可知，滑軌存在比較明顯的磨合期，范圍大致在3 000次循環(huán)，此時(shí)磨損量達(dá)到0.015 mm，然后穩(wěn)定增加，但磨損量擬合曲線初始階段斜率較大，表明在相同循環(huán)次數(shù)下增加的磨損量比滾動(dòng)軸承大。

由此可知，在滾動(dòng)軸承與滑軌組成的摩擦副中，滑軌磨損量比軸承大。

4 滾動(dòng)軸承理論磨損壽命和試驗(yàn)壽命對(duì)比分析

已知：根據(jù)軸承的應(yīng)用經(jīng)驗(yàn),將該軸承的許用徑向游隙增量定為徑向游隙的20%，該軸承接觸角為15°,徑向游隙為13.9 μm,即增量V為2.78 μm，磨損率e0取為1.2 μm，這樣該軸承許用磨損系數(shù)fv取值約2.316 ,又經(jīng)計(jì)算,軸承工作時(shí)最小油膜系數(shù)λ=6.77,代入(1)式可得軸承壽命Lw=5.05×106r。

比較軸承理論壽命(5.05×106r)和根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算的壽命點(diǎn)估計(jì)(2.10×105r)可知，前者是后者的24倍。軸承壽命非常離散，一批結(jié)構(gòu)、材料、熱處理、加工方法均相同的軸承在相同工況下，其最高和最低壽命有可能相差幾十倍甚至更多[4,10]，原因?yàn)椋?/p>

1)滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程都是建立在大量試驗(yàn)基礎(chǔ)上的。試驗(yàn)時(shí)軸承內(nèi)圈相對(duì)于軸、外圈相對(duì)于軸承座無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)，僅內(nèi)、外圈之間通過(guò)鋼球發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，且通過(guò)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行潤(rùn)滑[11]，并通過(guò)調(diào)整潤(rùn)滑油流速控制試驗(yàn)溫度。而本試驗(yàn)在室溫下進(jìn)行，除了內(nèi)、外圈的相對(duì)運(yùn)動(dòng)以外，外圈對(duì)于滑軌有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，且采用油脂潤(rùn)滑，無(wú)法對(duì)試驗(yàn)溫度進(jìn)行嚴(yán)格控制，運(yùn)動(dòng)形式和工作環(huán)境較為復(fù)雜。

2)在滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程中，V,e0,fv,λ對(duì)計(jì)算結(jié)果影響大。在計(jì)算過(guò)程中，λ與e0可以通過(guò)一定的估算得到，而徑向游隙的增量V則定為徑向游隙的20%，該值是根據(jù)應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)得出，可能存在一定的誤差。若要使?jié)L動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程的計(jì)算結(jié)果與實(shí)際相吻合，可對(duì)V,λ,e0的取值問(wèn)題進(jìn)行更進(jìn)一步的深入研究，并給出具有可操作性的取值原則。

由于影響滾動(dòng)軸承壽命的因素復(fù)雜，磨損壽命理論仍需進(jìn)一步完善。本試驗(yàn)屬于模擬臺(tái)架試驗(yàn)，由于樣本較少，基于正態(tài)分布的可靠壽命點(diǎn)估計(jì)的誤差不容忽視，但4套軸承中有3套均在2×105r以后失效，可以認(rèn)為通過(guò)試驗(yàn)確定的壽命的點(diǎn)估計(jì)是可信的，同時(shí)也說(shuō)明理論計(jì)算公式還存在一定缺陷。

5 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)試驗(yàn)研究了常幅載荷下滾動(dòng)軸承與滑軌的疲勞磨損行為，并采用滾動(dòng)軸承磨損壽命計(jì)算方程計(jì)算其理論壽命，同時(shí)根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)給定可靠度為0.99時(shí)的軸承壽命進(jìn)行了估計(jì)。由試驗(yàn)結(jié)果可知，高精度滾動(dòng)軸承磨損量基本隨時(shí)間呈線性關(guān)系，沒(méi)有明顯的磨合階段；而滑軌則存在明顯磨合階段。這是由二者精度和表面質(zhì)量不同所致。軸承理論壽命和根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算的壽命的點(diǎn)估計(jì)存在較大差異，這是由系數(shù)V,λ,e0取值的模糊性造成的。