軸承的故障模式、壽命預(yù)測模型及分析
一、軸承壽命預(yù)測模型
疲勞壽命是滾動軸承的最為重要的基礎(chǔ)應(yīng)用性能之一，在許多應(yīng)用場合都是用疲勞壽命作為判定軸承是否失效的重要指標(biāo)。軸承的壽命也是眾多軸承研制企業(yè)、使用單位關(guān)注的重要指標(biāo)之一。大量的研究表明，軸承的壽命是服從威布爾分布的，并且是公認的威布爾分布的典型應(yīng)用對象。關(guān)于滾動軸承的壽命預(yù)測研究，從1924年開始，逐步經(jīng)過迭代、變更、演變，已經(jīng)發(fā)展形成了較為成熟的軸承壽命預(yù)測理論。
1917年，Arvid Palmgren在瑞典的Svenska Kullager Fabriken（SKF）軸承公司開始了他的職業(yè)生涯。在1924年，Arvid Palmgren發(fā)表了名為《The service life of ball bearing》的論文，這后來被稱為Lundberg-Palmgren理論基礎(chǔ)。由于1924年發(fā)表的論文所給出的壽命理論缺少了兩個因素，因此當(dāng)時沒有成為正式的滾動軸承壽命理論。第一個缺少的元素是計算亞表面/次表面主應(yīng)力的能力，以及球或座圈上的圓柱滾子赫茲接觸下的剪切應(yīng)力計算能力。第二個缺少的元素是一個全面的壽命理論，壽命理論需要符合Palmgren的觀測結(jié)果才可以。Palmgren一開始時是否定了赫茲（Hertz）接觸應(yīng)力理論，并根據(jù)1910年開始在瑞典SFK公司進行的測試數(shù)據(jù)，確定了滾珠軸承和滾柱軸承的載荷-壽命關(guān)系模型。Palmgren開始對于赫茲（Hertz）方程能夠準(zhǔn)確預(yù)測滾動軸承應(yīng)力的能力是沒有信心的。Palmgren指出，“曲面之間接觸時的變形和應(yīng)力的計算……是基于一些簡化的規(guī)定，例如，在計算變形時，這些規(guī)定不會產(chǎn)生非常準(zhǔn)確的近似值。此外，最近的研究（約1919年至1923年）通過計算和實驗證明，在SKF給出的赫茲公式不會產(chǎn)生一個普遍適用的計算材料應(yīng)力的程序。由于這個問題對滾珠軸承技術(shù)至關(guān)重要，SKF進行了全面的內(nèi)部研究，以找到描述由負載、轉(zhuǎn)速、軸承尺寸等變化引起的使用壽命變化的規(guī)律。要找到規(guī)律，一種可能的方法是對滾珠軸承進行試驗。僅進行理論計算是不可接受的，因為滾珠軸承中遇到的實際應(yīng)力無法通過數(shù)學(xué)方法確定?！?/p>
Palmgren后來放棄了他對赫茲理論有效性的懷疑，并將赫茲接觸應(yīng)力方程納入了他1945年的書中。Palmgren與同樣來自瑞典的G.Lundberg合作，將他之前的工作以及W.Weibull（威布爾）的工作以及H.Thomas和V.Hoersch的工作納入概率分析，以計算滾動元件（滾珠和滾柱）的壽命，這稱為了后來的經(jīng)典的Lundberg-Palmgren理論；在1947年的論文中Lundberg 和 Palmgren指出，“假設(shè)與物體的尺寸相比，接觸面積較小，并且接觸面積中的摩擦力可以忽略時，赫茲理論是有效的。對于滾動元件和滾道之間緊密貼合的滾珠軸承，這些條件僅大致成立。對于線接觸，只要出現(xiàn)邊緣壓力，就會超過理論的有效性極限”。
Lundberg和Palmgren對于使用其它變量修改根據(jù)赫茲(Hertz)理論計算的合成剪切應(yīng)力的方法也給出大量的見解。他們指出，“目前還沒有人知道這種材料是如何對復(fù)雜而變化的（剪切）應(yīng)力做出反應(yīng)的。也沒有人知道殘余硬化應(yīng)力的影響或潤滑劑如何影響壓力區(qū)域內(nèi)的應(yīng)力分布。赫茲（Hertz）理論也沒有考慮那些靜態(tài)應(yīng)力的影響，這些靜態(tài)應(yīng)力是由環(huán)在緊密配合安裝時的膨脹或壓縮產(chǎn)生的“。經(jīng)過多年的發(fā)展，現(xiàn)在我們已經(jīng)了解了這些影響，目前正在使用壽命因素來解釋這些影響，以更準(zhǔn)確地預(yù)測軸承壽命和可靠性。
（1）等效載荷模型
1924年，Arvid Palmgren在其發(fā)表的名為《The service life of ball bearing》論文提出：“建立軸承在純徑向載荷下使用壽命的函數(shù)，并建立將軸向、有效軸向和徑向載荷轉(zhuǎn)換為純徑向載荷的規(guī)則”。Arvid Palmgren使用Stribeck公式計算什么可以最好地描述為滾珠軸承中的最大徑向負載滾珠座圈接觸上的應(yīng)力。Stribeck公式給出的計算模型為：
`k=(5Q)/(Zd^2 )`
`Q`是軸承的總徑向載荷；`Z`是軸承球個數(shù)；`d`是球的直徑；`k`是Stribeck公式的應(yīng)力常數(shù)。
Palmgren修改了Stribeck公式，將速度和載荷的影響考慮進來。同時也修改了球直徑關(guān)系。
Palmgren當(dāng)時不知是否認識到，Stribeck方程僅適用于直徑間隙大于零且小于的球一半的情況。然而，他表示，修正后的常數(shù)與所進行的測試結(jié)果非常一致。
`Q=R+yA`
其中`Q`是設(shè)想的純徑向載荷，其使用壽命與同時作用的徑向力和軸向力相同，`R`是實際徑向載荷，`A`是實際軸向載荷。對于滾珠軸承，Palmgren將`y`值表示為Stribeck常數(shù)`k`的函數(shù)。Palmgren表示，這些`y`值已通過測試結(jié)果得到證實。
到了1945年，Palmgren將公式修改為
`Q=P_(eq)=XF_r+YF_a`
`X`是徑向動載荷系數(shù)；`Y`是軸向動載荷系數(shù)，`F_r`是徑向載荷，`F_a`是軸向載荷。徑向動載荷系數(shù)X是旋轉(zhuǎn)條件下對承載能力影響的表達式。軸向動載荷系數(shù)`Y`是推力載荷的換算值。
（2）Weibull模型
1964年，Weibull提到他建議A.Palmgren和G.Lundberg使用他的方程來預(yù)測軸承（疲勞）壽命：
`f(X)=τ^c η^e`
`τ`是臨界剪切應(yīng)力，`η`是循環(huán)壽命。
1996年，Zaretsky 、Poplawski等人使用威布爾模型，進行了壽命模型研究，給出了
`η~(1/τ)^(c/e) (1/V)^(1/e)`
參數(shù)`c/e`是應(yīng)力-壽命指數(shù)。這意味著壽命與應(yīng)力的反比關(guān)系是壽命散布（威布爾斜率）或數(shù)據(jù)散布的函數(shù)。
（3）Lundberg-Palmgren模型
1947年，Lundberg和Palmgren將威布爾（Weibull）分析應(yīng)用于滾動元件軸承疲勞壽命的預(yù)測。為了更好地將赫茲應(yīng)力-壽命指數(shù)n和載荷-壽命指數(shù)p的值與1940年前對氣溶鋼進行的試驗確定的值相匹配，他們引入了另一個變量，即臨界剪切應(yīng)力z的深度到h的冪，其中方程中的`f(x)`可以表示為
`f(X)=(τ^c η^e)/z^h`
引入`z^h`的理由是，裂紋在從臨界剪切深度到軋制表面的距離處需要有限的時間。Lundberg和Palmgren假設(shè)裂紋擴展的時間是z^h的函數(shù)。
由此得到壽命公式為：
`η=(1/τ)^(c/e) (1/V)^(1/e) (z)^(h/e)`
（4）Ioannides-Harris模型
1985年，Ioannides and Harris使用威布爾（Weibull）和Lundberg-Palmgren模型，給出了如下的公式：
`f(X)=((τ-τ_u)^c η^e)/z^h`
該方程與Lundberg和Palmgren的方程相同，不同之處在于引入了疲勞極限應(yīng)力，其壽命計算公式為：
`η=(1/(τ-τ_u ))^(c/e) (1/V)^(1/e) (z)^(h/e)`
（5）Zaretsky模型
W.Weibull（威布爾）和Lundberg-Palmgren模型都將臨界剪切應(yīng)力-壽命指數(shù)`c`與威布爾斜率`e`聯(lián)系起來。因此，參數(shù)`c/e`本質(zhì)上成為有效的臨界剪切應(yīng)力-壽命指數(shù)，這意味著臨界剪切應(yīng)力-壽命指數(shù)取決于的軸承壽命數(shù)據(jù)分散。對各種材料和非滾動元件疲勞的文獻檢索表明，大多數(shù)應(yīng)力-壽命指數(shù)在6-12之間。指數(shù)似乎與數(shù)據(jù)中的分散或分散無關(guān)。因此，在1987年，Zaretsky改寫了威布爾方程，通過使指數(shù)`c`與威布爾斜率`e`無關(guān)來反映該觀測結(jié)果，其中：
`f(X)=τ^ce η^e`
壽命`η`計算公式為：
`η~(1/τ)^c (1/V)^(1/e)`
（6）模型驗證
可以看出，沒有疲勞極限`τ_u`的Ioannides-Harris模型與Lundberg-Palmgren模型相同。如果指數(shù)選擇相同，Weibull威布爾模型與Zaretsky模型相似。威布爾、Lundberg和Palmgren以及Ioannides和Harris的載荷-壽命和赫茲應(yīng)力-壽命關(guān)系都反映了對威布爾斜率的強烈依賴性。Zaretsky模型將臨界剪切應(yīng)力-壽命關(guān)系的依賴性與威布爾斜率解耦。這導(dǎo)致赫茲應(yīng)力-壽命指數(shù)的標(biāo)稱變化。
為了驗證預(yù)測模型和實際觀測到的壽命值的差異，制定相應(yīng)規(guī)則來區(qū)分和比較預(yù)測的軸承壽命與實際獲得的壽命值。根據(jù)51個滾珠軸承和滾柱軸承組的現(xiàn)場和測試結(jié)果，使用Lundberg-Palmgren方程和壽命調(diào)整因子來預(yù)測軸承壽命，98%的軸承組具有可接受的壽命預(yù)測結(jié)果。也就是說，他們的實際壽命等于或大于預(yù)測的壽命值。
Lundberg-Palmgren模型用來預(yù)測商用渦輪螺旋槳變速箱的壽命。將壽命預(yù)測結(jié)果與64個齒輪箱的現(xiàn)場壽命進行了比較。根據(jù)這些結(jié)果，滾柱軸承的壽命模型顯示負載-壽命指數(shù)為5.2，這與Zaretsky模型相關(guān)。使用ANSI/ABMA和ISO標(biāo)準(zhǔn)的載荷-壽命指數(shù)10/3來預(yù)測滾柱軸承壽命并不能反映現(xiàn)代滾柱軸承，而且會低估軸承壽命。
二、滾動軸承故障模式
以滾動軸承為例，滾動軸承的常見故障模式如下表所示：
| 故障模式（大類） | 故障模式（小類） | 故障原因 | 機理分析 | 應(yīng)對措施 |
|---|---|---|---|---|
| 滾動接觸疲勞 | 亞表層/次表面（Subsurface）疲勞 |
重復(fù)應(yīng)力變化 ? 材料結(jié)構(gòu)變化 ? 表面下的微裂紋 ? 裂紋擴展 ? 剝落 |
在旋轉(zhuǎn)軸承中，循環(huán)應(yīng)力變化發(fā)生在滾道和滾動元件的接觸表面下方。考慮徑向軸承的旋轉(zhuǎn)內(nèi)圈，徑向載荷作用在其上。當(dāng)內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)時，滾道上的一個特定點進入載荷區(qū)，并繼續(xù)穿過一個區(qū)域，在其離開載荷區(qū)之前達到最大載荷（應(yīng)力）。在每轉(zhuǎn)一圈的過程中，當(dāng)滾道上的一個點進入和離開載荷區(qū)時，會產(chǎn)生壓縮應(yīng)力和剪切應(yīng)力。根據(jù)載荷、溫度和一段時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，會產(chǎn)生殘余應(yīng)力，導(dǎo)致材料從隨機取向的晶粒結(jié)構(gòu)變?yōu)閿嗔衙?。在赫茲理論所描述的滾動接觸載荷的影響下，將發(fā)生結(jié)構(gòu)變化，并在表面下的一定深度（即地下）產(chǎn)生微裂紋。微裂紋的萌生通常是由軸承鋼中的夾雜物引起的（見圖2）。在白色蝕刻區(qū)域（蝶形）的邊緣觀察到的微裂紋通常會傳播到滾動接觸表面，產(chǎn)生剝落、剝落（點蝕），然后剝落（見圖3）。 |
確保您的軸承適合實際應(yīng)用條件及其變化（負載、溫度、速度、錯位、安裝等） ? 使用現(xiàn)代、最先進的優(yōu)質(zhì)軸承 ? 如果可用，使用高性能級軸承，可延長使用壽命 ? 確保相鄰部件的設(shè)計和制造正確 ? 正確安裝 |
| 接觸表面引起的疲勞 |
表面損傷 ? 潤滑減少 ? 滑動 ? 拋光、上釉 ? 粗糙微裂紋 ? 粗糙微剝落 |
表面引發(fā)的疲勞主要來自于滾動接觸表面粗糙度的損傷，這通常是由潤滑不足引起的。潤滑不足可能是由多種不同因素造成的。如果表面被損壞，例如固體污染物的過度滾動，潤滑將不再是最佳的，潤滑劑膜會減少或變得不足。如果潤滑劑的量或類型不適合應(yīng)用，并且接觸表面沒有充分分離，也可能發(fā)生這種情況。由此產(chǎn)生的金屬對金屬的接觸導(dǎo)致表面凹凸相互剪切，這與滾動接觸區(qū)域表面之間的微滑移一起形成了拋光或上釉的表面。此后，微裂紋可能出現(xiàn)在凹凸處，隨后出現(xiàn)微裂紋，最終導(dǎo)致表面疲勞。如果油膜沒有完全分離滾動接觸表面，則所有軸承都有表面引發(fā)疲勞的風(fēng)險。如果滾動接觸區(qū)域發(fā)生滑動，風(fēng)險會增加。所有滾動軸承由于其特定的幾何形狀以及滾動元件和滾道在負載下的彈性變形，在滾動接觸區(qū)都會出現(xiàn)一些微滑移（也稱為微滑移）。表面引發(fā)疲勞的另一個經(jīng)常被忽視的原因是EP添加劑的使用。EP添加劑可能會變得具有攻擊性，尤其是在高溫下，并會加速微鍍層。 |
確保您的軸承適合實際應(yīng)用條件及其變化（負載、溫度、速度、錯位、安裝等） ? 確保潤滑充足：正確的潤滑劑、正確的數(shù)量、正確的時間 ? 提高潤滑劑的表面分離能力（潤滑劑粘度、添加劑、潤滑脂配方） ? 定期檢查潤滑劑質(zhì)量 ? 減少污染（改進密封、濾油） |
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| 磨損Wear | 磨粒磨損 |
材料的逐步清除 ? 潤滑不足 ? 污垢顆粒（污染物）進入 ? 鈍面（大部分） ? 性能退化 |
磨料磨損意味著材料的逐漸去除。最初，軸承在磨合階段會經(jīng)歷一些非常輕微的磨損，主要只是顯示出一種路徑模式。大多數(shù)情況下，真正的磨損是由于潤滑不足或固體污染物的進入而發(fā)生的。磨料磨損通常以表面暗淡為特征。磨料磨損是一種退化過程，最終會破壞軸承的微觀幾何結(jié)構(gòu)，因為磨損顆粒會進一步降低潤滑劑的有效性。磨料顆?？梢钥焖倌p套圈和滾動元件的滾道，以及保持架凹槽。磨損的深度也可以看出。（振動也會產(chǎn)生波紋。）拋光磨損是磨料磨損的一種特殊形式。新軸承的滾道表面有光澤，但反射性不高（類似鏡子）。這是由于薄油膜和作為拋光劑的顆粒造成的潤滑不足造成的。這允許金屬計量接觸，從而導(dǎo)致粗糙體的磨損和塑性變形。表面可能會變得非常有光澤——這一切都取決于顆粒的大小、硬度和運行時間。鏡面可能是有利的，前提是磨料磨損和塑性變形僅限于凹凸。在某些情況下，拋光磨損可能會超出凹凸，嚴重改變滾道的形狀。內(nèi)圈和外圈滾道，很可能還有滾子，都已經(jīng)磨損了，但仍然像鏡子一樣。這種磨損程度是多種因素共同作用的結(jié)果：機油粘度過低，機油中有過多的非常小的磨粒。其他因素可能包括低速、重載和油膜不足的組合。為了避免這種類型的損壞，請增加潤滑劑的粘度并定期監(jiān)測潤滑劑的清潔度。 |
考慮到運行條件，確保適當(dāng)?shù)拿芊獠贾玫轿?/p> ? 確保潤滑充足：正確的潤滑劑、正確的數(shù)量、正確的時間 ? 定期檢查潤滑劑的質(zhì)量 ? 定期檢查密封裝置的質(zhì)量 ? 確保外殼和軸的配合足夠，以避免蠕變 |
| 黏著磨損 |
加速度 ? 打滑/弄臟/擦傷 ? 材料傳遞/摩擦熱 ? 應(yīng)力回火/再硬化 ? 濃度和破裂或剝落 ? 輕負載 |
粘著磨損是一種與潤滑劑相關(guān)的損傷，發(fā)生在相對滑動的兩個配合面之間。其特征是材料從一個表面轉(zhuǎn)移到另一個表面（涂抹）。它通常伴隨著摩擦熱，有時會對配合表面進行回火或重新硬化。摩擦熱會產(chǎn)生局部應(yīng)力集中，這可能會導(dǎo)致接觸區(qū)域開裂或剝落。涂抹在正常操作條件下并不常見。相對滑動速度必須遠高于由軸承幾何形狀和滾動接觸區(qū)域中的彈性變形引起的微滑移。 |
? 確保軸承負載充足 ? 確保密封裝置有效運行 ? 考慮縮小軸承尺寸 ? 驗證潤滑劑的選擇（粘度、AW和EP添加劑） ? 考慮使用涂層 ? 考慮使用混合軸承 |
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| 腐蝕 | 銹蝕 |
氧化/銹蝕（腐蝕） ? 化學(xué)反應(yīng) ? 腐蝕坑/剝落 ? 蝕刻（水/油混合物或化學(xué)品） |
無效的密封裝置會使?jié)駳狻⑺颓治g性液體污染物進入軸承。當(dāng)液體污染物的數(shù)量超過潤滑劑充分保護鋼表面的能力時，就會形成鐵銹。 |
確保軸承裝置得到充分保護 ? 考慮在操作環(huán)境方面使用密封軸承 ? 確保潤滑充足：正確的潤滑劑、正確的數(shù)量、正確的時間 ? 在安裝軸承之前，不要打開軸承的包裝 ? 充分保護安裝的軸承 |
| 摩擦腐蝕（微動腐蝕） |
配合部件之間的微運動 ? 凹凸粗糙的氧化 ? 粉末狀銹蝕/材料損失 ? 發(fā)生在傳輸負載的接口 |
當(dāng)軸承環(huán)和軸承座在軸上或殼體中發(fā)生相對運動時，就會發(fā)生微動腐蝕。微動通常是由配合過松或形狀不準(zhǔn)確引起的。相對運動可能導(dǎo)致材料的小顆粒從軸承表面及其座上分離。當(dāng)暴露在空氣中時，這些顆粒會迅速氧化，結(jié)果是氧化鐵。氧化鐵的體積比鐵（鋼）的體積大。由于微動腐蝕，軸承環(huán)可能無法得到均勻支撐，這可能會對軸承中的載荷分布產(chǎn)生不利影響。 |
選擇合適的配合 ? 確保軸承座經(jīng)過充分的機械加工 ? 確保軸承座符合尺寸和幾何規(guī)格（即使在機器大修后） ? 在松動配合的情況下，考慮在其中一個軸承表面上涂抹防微動膏或涂層 |
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| 摩擦腐蝕（摩擦腐蝕壓痕） |
滾動元件/滾道接觸面積 ? 微運動/彈性變形 ? 振動 ? 腐蝕/磨損轉(zhuǎn)為有光澤或紅色凹陷 ? 靜止時：在滾動元件節(jié)距處 ? 旋轉(zhuǎn)時：平行“凹槽” |
由于彈性接觸件在循環(huán)振動下的微運動和/或彈性，在接觸區(qū)域中發(fā)生假鹽水化。根據(jù)振動強度、潤滑條件和負載，可能會發(fā)生腐蝕和磨損的組合，從而在滾道中形成淺凹陷。在固定軸承的情況下，凹陷出現(xiàn)在滾動元件節(jié)距處。油脂潤滑應(yīng)用中的假鹵水通常為紅棕色，而油潤滑應(yīng)用中則出現(xiàn)非常閃亮的鏡面狀凹陷。在許多情況下，可以辨別凹陷底部的鐵銹。這是由分離的顆粒氧化引起的，這些顆粒由于暴露在空氣中而具有與其體積相關(guān)的大面積。對滾動元件的損壞通常要小得多。 |
在靜止?fàn)顟B(tài)下，不要將軸承暴露在振動中 ? 考慮安裝減振墊 ? 使用具有防鹽水性能的潤滑劑 ? 定期輪換備用機器 ? 在振動應(yīng)用中使用適當(dāng)?shù)妮S承設(shè)計 |
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| 電蝕（Electrical erosion） | 瞬時電流過大電蝕 |
材料的逐步清除 ? 高電流：火花 ? 極短時間內(nèi)的局部加熱 ? 間隔：熔化/焊接 ? 最大0.5 mm的彈坑 |
當(dāng)電流通過滾動元件從一個環(huán)傳遞到另一個環(huán)時，將發(fā)生損壞。在接觸表面，該過程類似于電弧焊接（在小接觸表面上的高電流密度，材料被加熱到從回火到熔化的溫度范圍內(nèi)。這導(dǎo)致材料經(jīng)過回火、再硬化或熔化后，出現(xiàn)大小不等的變色區(qū)域。隕石坑也形成在材料熔化的地方，因此由于滾動元件的旋轉(zhuǎn)，材料熔化并因此斷裂的地方也會形成凹坑。滾動元件上多余的材料會磨損。外觀：滾道和滾動元件中的凹坑。有時在滾珠軸承滾道中可以看到鋸齒狀燒傷。滾道和滾動元件上可見局部燒傷。 |
確保正確安裝接地連接 ? 使用絕緣軸承球面滾子 |
| 電流泄漏電蝕 |
低電流強度 ? 位置較近的淺彈坑 ? 在滾道和平行于軋制軸線的軋輥 ? 暗淡、淺至深灰色褪色 |
在電流泄漏侵蝕損傷的初始階段，表面通常被淺坑損壞，這些淺坑彼此靠近，與過大電流造成的損傷相比，直徑更小。即使電流強度相對較低，也會發(fā)生這種情況 |
使用對稱布線 ? 確保定子和轉(zhuǎn)子正確對齊 ? 使用絕緣軸承 ? 確保正確安裝接地連接 |
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| 塑性變形 | 過載變形 |
靜態(tài)或沖擊載荷 ? 滾動元件節(jié)距處的塑性變形凹陷 ? 處理損壞 ? 局部過載 ? 堅硬/尖銳物體造成的劃痕 |
過載變形可能由靜態(tài)過載、沖擊載荷或不當(dāng)操作引起。在任何一種情況下，所產(chǎn)生的損壞看起來都是一樣的，這就是為什么它們被組合成一個故障子模式 |
使用適當(dāng)?shù)姆椒ò惭b軸承 ? 根據(jù)需要使用適當(dāng)?shù)墓ぞ呋虬惭b推車 ? 仔細遵循安裝程序和說明 |
| 顆粒壓痕 |
局部過載 ? 顆粒過度滾動：凹痕 ? 軟/硬化鋼/硬質(zhì)礦物 |
固體污染物可以通過密封件或潤滑劑引入軸承。它們也可能是相鄰部件（如齒輪）磨損或損壞的結(jié)果。當(dāng)固體污染物被滾動元件過度滾動時，它會被推入滾道并導(dǎo)致壓痕。產(chǎn)生壓痕的顆粒不需要是硬的。即使是相當(dāng)軟的顆粒，如果足夠大，也可能是有害的。壓痕邊緣周圍的凸起材料會引發(fā)疲勞。當(dāng)疲勞水平達到某一點時，會導(dǎo)致過早剝落，產(chǎn)生于壓痕的后端。剝落開始于表面裂紋。 |
確保在清潔的條件下工作 ? 使用適當(dāng)?shù)拿芊鈦肀Ｗo軸承 ? 確保潤滑充足：正確的潤滑劑、正確的數(shù)量、正確的時間 ? 切勿使軸承掉落 ? 小心處理軸承 |
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| 斷裂和開裂 | 過載斷裂 |
確材料以外的應(yīng)力集中抗拉強度 ? 沖擊/過度應(yīng)力 |
當(dāng)應(yīng)力集中超過材料的抗拉強度時，就會產(chǎn)生強制斷裂。局部過載和過度應(yīng)力是造成強迫斷裂的兩個常見原因。 |
選擇合適的配合 ? 使用適當(dāng)?shù)姆椒ò惭b軸承 ? 根據(jù)需要使用適當(dāng)?shù)墓ぞ呋虬惭b推車 ? 仔細遵循安裝程序和說明 ? 切勿對軸承使用強力或通過滾動元件施加安裝力 |
| 疲勞斷裂 |
超過疲勞強度彎曲不足 ? 裂紋萌生/擴展 ? 最終強制斷裂 ? 環(huán)和籠 |
當(dāng)材料在循環(huán)彎曲下超過疲勞強度時，疲勞斷裂就開始了。反復(fù)彎曲會導(dǎo)致發(fā)際裂紋，這種裂紋會一直擴展到環(huán)或保持架形成貫穿裂紋。 |
確保軸承座符合幾何規(guī)格 ? 對于分體式殼體，確保兩半正確接合 ? 軸承座應(yīng)清潔（沒有可能產(chǎn)生局部應(yīng)力上升的切屑或碎屑） ? 使用適當(dāng)?shù)墓ぞ吆头椒ㄟM行安裝 |
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| 熱裂化/裂解 |
大量滑動和/或潤滑不足 ? 高摩擦熱 ? 與滑動方向成直角的裂縫 |
兩個相互滑動的表面產(chǎn)生摩擦熱。如果滑動是實質(zhì)性的，熱量會導(dǎo)致裂紋，裂紋通常與滑動方向成直角。 |
潤滑滑動表面或涂覆涂層以降低局部峰值溫度 ? 確保潤滑充足：正確的潤滑劑、正確的數(shù)量、正確的時間 ? 通過SKF應(yīng)用工程服務(wù)檢查特定應(yīng)用的解決方案 |
三、滾動軸承故障樹分析
結(jié)合典型滾動軸承，使用PosVim軟件建立了滾動軸承的故障樹分析模型。從疲勞磨損、磨粒磨損、粘著磨損、侵蝕、腐蝕、電侵蝕等方面建立了滾動軸承的故障樹模型。
圖1 滾動軸承故障樹完整模型
圖2 滾動軸承故障樹模型（部分）
圖3 滾動軸承故障樹模型（部分）
四、滾動軸承壽命預(yù)測
（1）壽命預(yù)測模型
通常情況下，使用額定壽命L_10作為軸承性能的一個重要判據(jù)。該額定壽命是指90%的軸承仍未失效的壽命。
以向心球軸承為例，參考ISO 281:2007/GB/T 6391-2010標(biāo)準(zhǔn)，徑向基本額定動載荷C_r為
`C_r=b_m f_c (icos α)^0.7 Z^(2/3) D_w^1.8`
當(dāng)`D_w≤25.4mm`
`C_r=3.647b_m f_c (icos α)^0.7 Z^(2/3) D_w^1.4`
當(dāng)`D_w>25.4mm`
`Z`——是單列軸承中的滾動體數(shù)
`α`——是公稱接觸角
`i`——是滾動體列數(shù)
`D_w`——球公稱直徑，mm
向心球軸承徑向當(dāng)量動載荷
`P_r=X*F_r+Y*F_a`
`F_r`——是軸承徑向載荷，N
`F_a`——是軸承軸向載荷，N
`X,Y`——是徑向和軸向動載荷系數(shù)
向心球軸承的基本額定壽命計算公式：
`L_10=(C_r/P_r )^3`
（2）壽命調(diào)整因子
對于現(xiàn)代高質(zhì)量軸承，在給定的應(yīng)用中，計算的基本額定壽命可能與實際使用壽命有很大偏差。特定應(yīng)用中的使用壽命不僅取決于負載和軸承尺寸，還取決于各種影響因素，包括潤滑、污染程度、正確安裝和其他環(huán)境條件。在ISO 281 標(biāo)準(zhǔn)中，使用壽命修正因子a_ISO進行壽命的修正。
`L_(nm)=a_1 a_(ISO) L_10`
然而在SKF公司，使用類似ISO類似的方法進行修正
`L_(nm)=a_1 a_(SKF) L_10=a_1 a_(SKF)*(C/P)^p`
然而在SKF公司，使用類似ISO類似的方法進行修正
`L_(nmh)=10^6/(60n) L_(nm)`
`C`——基本額定動載荷
`P`——等效動載荷
`n`——轉(zhuǎn)速（r/min）
`p`——壽命公式的指數(shù)，=3為球軸承；=10/3為滾動軸承。
（3）滾動軸承壽命預(yù)測示例
例如，Koyo公司的6308深溝槽軸承，基本額定載荷為50.9kN，基本載荷Cor為24.0kN，基本額定靜載荷計算系數(shù)f0=13.2?，F(xiàn)在要選擇6308深溝槽軸承應(yīng)用于徑向載荷Fr=3500N，軸向載荷為1000N，轉(zhuǎn)速n=800min-1的環(huán)境，需要預(yù)測該環(huán)境下的軸承壽命值。
根據(jù)已知信息，求出`(f_0*F_a)/C_(0r) =0.55`
然后根據(jù)插值法，求出`e=0.24`
根據(jù)`F_a/F_r =1000/3500=0.29>e`
由此可以得到`X=0.56`,插值計算得到`Y=1.82`
從而計算得到徑向當(dāng)量動載荷`P_r=0.56*3500+1.82*1000=3780N`計算得到該工作環(huán)境下的`L_10`壽命為：
`L_(10h)=10^6/(60n)(C/P)^p=10^6/(60*800)*((50.9*1000)/3780)^3=50900h`
圖4 6308深溝槽軸承
五、典型應(yīng)用環(huán)境的軸承壽命值
軸承的壽命與實際的使用環(huán)境密切相關(guān)，不同行業(yè)、不同應(yīng)用環(huán)境的軸承壽命有所差異。例如，汽車行業(yè)的軸承的典型值為如下表所示：
| 軸承 | β（低、典型、高） | η（低、典型、高），單位天 | ||||
|---|---|---|---|---|---|---|
| 球軸承 | 0.7 | 1.3 | 3.5 | 583（13992h） | 1667（40008h） | 10417（250008h） |
| 滾動軸承 | 0.7 | 1.3 | 3.5 | 375（9000h） | 2083（49992h） | 5208（124992h） |
| 滑動軸承 | 0.7 | 1 | 3 | 417（10008h） | 2083（49992h） | 5958（142992h） |
KOYO公司給出的不同應(yīng)用場景的軸承壽命值：
| 應(yīng)用環(huán)境 | 應(yīng)用場景 | 推薦軸承壽命（小時） |
|---|---|---|
| 短時間或間歇性操作 | 家用電器、電動工具、農(nóng)業(yè)設(shè)備、重型起重設(shè)備 | 4000 ? 8000 |
| 非長時間持續(xù)時間工作，但需要穩(wěn)定運行 | 家用空調(diào)電機、建筑設(shè)備、輸送機、電梯 | 8000 ? 12000 |
| 間歇性工作，但長時間運行 | 軋機輥頸、小型電機、起重機 | 8000 ? 12000 |
| 工廠使用的電機，通用齒輪 | 12000 ? 20000 | |
| 機床、振動篩、破碎機 | 20000 ? 30000 | |
| 基本用途的壓縮機、泵、齒輪 | 40000 ? 60000 | |
| 每日運行超過8小時或連續(xù)延長運行 | 自動扶梯 | 12000 ? 20000 |
| 離心分離器、空調(diào)、鼓風(fēng)機、木工設(shè)備、客車軸頸 | 20000 ? 30000 | |
| 大型電機、礦井提升機、機車軸頸、鐵路機車車輛牽引電機 | 40000 ? 60000 | |
| 造紙設(shè)備 | 100000 ? 200000 | |
| 24小時運行（不允許出現(xiàn)故障） | 供水設(shè)施、發(fā)電站、礦井排水設(shè)施 | 100000 ? 200000 |
國防應(yīng)用環(huán)境下的軸承壽命典型值如下表所示（需要注意的是，國防環(huán)境下的軸承使用壽命，由于其使用條件的特殊性，給出的壽命值包含了非工作狀態(tài)下的壽命時間）。
| 應(yīng)用環(huán)境 | 失效率（E-6） | 壽命值（小時） |
|---|---|---|
| 機載環(huán)境 | 8.26 | 121065 |
| 攻擊機環(huán)境 | 0.15 | 6666666 |
| 艦載環(huán)境 | 2.14 | 467289 |
| 機載無人艙 | 7.7 | 129870 |
| 旋翼直升機 | 86.18 | 11603 |
六、軸承的設(shè)計與分析
（1）軸承選擇
已知某型貨車需要選用軸承進行設(shè)計，靜態(tài)軸向載荷`G_00=24525kN`(25噸)，輪對重量`G_r=1226kN`(1.25噸)，輪直徑`D_w=0.88m`，最大速度100km/h。初步選擇一個130X240的軸承，該軸承額定動載荷為101000kN。外圈滾道角度為0度。孔徑為130mm，外徑240mm，寬160mm。
軸箱載荷計算：`G=(G_00-G_r)/2=11649kN`
等效徑向軸箱載荷：`K_r=f_0 f_(rd) f_(tr) G=11882kN`
等效軸向軸箱載荷：`K_a=f_0 f_(ad) G=990kN`
軸箱載荷計算：`F_r=K_r+2f_c K_a=12204kN`
等效動態(tài)載荷：`P=F_r`
軸承額定壽命計算：`L_10=(C/P)^(10/3)=(101000/12204)^(10/3)=1146`百萬轉(zhuǎn)
換算為公里為：`L_(10s)=π*L_10*D_w/1000=3.2`百萬公里
（2）軸承有限元仿真
可利用有限元仿真軟件，建立軸承的有限元模型。通常情況下，軸承研制單位都給出了軸承的CAD模型?？芍苯邮褂幂S承的CAD模型建立仿真模型，開展軸承接觸分析、疲勞壽命分析、失效機理仿真分析等等。具體如何進行上述的軸承仿真分析，可參考相應(yīng)資料或者咨詢我們。
例如，下面是基于CAD模型進行的軸承接觸仿真分析。
圖5 X方向位移
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圖6 X方向應(yīng)力
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圖7 Y方向應(yīng)力
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圖8 Z方向應(yīng)力
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圖8 剪切應(yīng)力
圖9 X方向形變
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圖10 接觸應(yīng)力
（3）軸承故障數(shù)據(jù)分析
某深溝球軸承6204P5樣品20套，在試驗機上，按照試驗載荷為徑向當(dāng)量載荷`F_r`=3395N；試驗轉(zhuǎn)速為`n`=1000 r／min的試驗條件進行疲勞壽命試驗，所得到的疲勞壽命試驗數(shù)據(jù)為：
118,145.9,170.4,241.7,404.3,456.8,522.4,577.3,609,697,1084.8,1112.4,1213,1336,1488,1631,1362,1788,1959,2432
將這些數(shù)據(jù)代入到PosWeibull軟件，計算得到形狀參數(shù)為`β`=1.44962，尺度參數(shù)（特征壽命）`η`=1065.77。`L_10`壽命為225.67。軸承壽命數(shù)據(jù)更多情況下屬于三參數(shù)威布爾分布，如何使用PosWeibull軟件進行軸承壽命數(shù)據(jù)分析，可查看PosWeibull軟件介紹或者咨詢我們。
圖11 軸承失效概率圖
七、國內(nèi)外主要軸承生產(chǎn)商
國際上著名的軸承公司，國外的包括SKF、FAG、TIMKEN、NSK、NTN、KOYO、NACHI、GM、SCHATZ等的產(chǎn)品，國內(nèi)的包括人本軸承、瓦軸ZWZ、萬向、洛軸LYC、哈軸、天馬、西北軸承、襄軸、龍溪軸承、晉西軸承、光陽軸承、寶塔軸承、XCC、長江軸承、大冶軸承、南方軸承等。
八、新軸承新技術(shù)
許多航空航天軸承和機構(gòu)故障可以追溯到目前可用材料的內(nèi)在不足。傳統(tǒng)的硬化軸承鋼容易腐蝕。由耐腐蝕合金和塑料制成的軸承相對柔軟，容易磨損?；旌咸沾蓾L珠鋼軸承容易被更硬的陶瓷滾珠凹陷。軸承座圈凹陷對于航天器應(yīng)用來說是一個特別麻煩的問題，因為發(fā)射過程中的高振動可能會導(dǎo)致軸承損壞。因此，工程設(shè)計通常包括額外的安全裕度或笨重的隔振系統(tǒng)，以防止損壞。航空航天工業(yè)可以真正受益于具有高彈性和耐腐蝕性的新材料。
為了解決這些問題，較多機構(gòu)正在評估一種新興的金屬間合金NiTiNOL 60（60NiTi），用于防震、抗腐蝕軸承。60NiTi不含鐵且不生銹，因此具有很高的耐腐蝕性。此外，它屬于“超彈性”材料家族，具有在不發(fā)生永久變形（即凹陷）的情況下承受巨大載荷和應(yīng)力的神奇能力。