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高速滚子轴承设计及试验研究 摘要 本文分析了高速滚子轴承常见的失效形式、滚子轻载打滑的原因、滚子歪斜的原因、不 同的滚子端面磨损形式，并提出了具体的解决措施。分析了高速滚子轴承的常见结构和主要 设计参数，进行了轴承设计。对高速滚子轴承进行了拟静力学分析，并编写了分析程序。本 文采用了小子样、无失效数据的寿命评估方法，进行轴承试验方案的确定，该方法的好处在 于轴承试验所取的子样大大降低，使得轴承试验费用也相应大大降低。设计了高速轴承试验 机所需的试验头，试验头设计中，加热元件、温度测量装置和振动测量装置在试验头中进行 了合理布局，采用了桥式结构设计，使试验轴承承载的均匀性得n t 改善，易于实现高速化。 在z y s 一1 0 3 型轴承试验机上，对高速滚子轴承进行了轴承试验机试验。试验结果是满意的， 本文研究的高速滚子轴承达到了设计要求，同时试验中轴承未出现轻载打滑现象，这与拟静 力学分析中该工况下保持架滑动比仅为3 1 0 1 2 3 1 6 e 一1 1 是相符合的。 关键j 司：滚子轴承设计拟静力学分析试验 d e s i g na n d t e s tr e s e a r c ho fh i g hs p e e d r o l l e rb e a r i n g a b s t r a c t t h i sp a p e ra n a l y z e df a m i l i a rf a i l u r em o d e s ，t h er e a s o no fr o l l e rs k i d d i n g a n ds k e w ，a n d v a r i o u sw e a rp a t t e r n so fr o l l e re n df a c eo fh i 【g hs p e e dc y l i n d r i c a lr o l l e rb e a r i n g s ，a n dp u tf o r w a r d d e t a i l e dr e s o l v i n gm e a s u r e s a l s oo r d i n a r ys t r u c t u r e sa n dm a i nd e s i g np a r a m e t e r sa r ea n a l y z e d ，a n d t h eb e a r i n gi sd e s i g n e d f o rh i g hs p e e dr o l l e rb e a r i n g ，q u a s i s t a t i ca n a l y s i si sp r o g r a m m e d an e w m e t h o do f e v a l u a t i n gb e a r i n g l i f 一as m a l ls u b s a m p l e 1 3 0 1 3 一f a i l u r es t a t i s t i c a lm e t h o di s a d o p t e d ，a n dt h et e s tp r o g r a mi sd e s i g n e du s i n gi t t h em e t h o dg r e a t l yr e d u c e st h es u b s a m p l eo f t h et e s t e db e a r i n g s ，a n da l s oc o r r e s p o n dt os a v et h et e s te x p e n s eg r e a t l y t h em a i nb o d yo fat e s tr i g i sd e s g i n e d ，h e a t e dc o m p o n e n t ，t e m p e r a t u r em e a s u r i n gd e v i c ea n dv i b r a t i o nm e a s u r i n gd e v i c ea r e p o s i t i o n e dw i t h r e a s o ni nt h em a i nb o d y , u s i n gab r i d g es t r u c t u r e ，i ti m p r o v e dl o a d e du n i f o r r n i t yo f t h et e s t e db e a r i n g s ，t or e a l i z eo fh i g hs p e e d t h ed e v e l o p e dr o l l e rb e a r i n gw a st e s t e di nt h e z y s - 10 3t e s tr i g t h er e s u l t sw a ss a t i s f i e d t h ed e m a n d so ft h ed e v e l o p e dh i g hs p e e dr o l l e r b e a r i n g i sa c h i e v e d ，a n dr o l l e rs k i d d i n gp h e n o m e n o nd o n 、to c c u r r e dd u r i n gt h et e s t t h i sa c c o r d s w i t h t h er e s u l t s o f q u a s i - s t a t i ca n a l y s i s w h i c h t h e c a g es k i d d i n gr a t i o i s3 1 0 1 2 3 1 6 e 一1 1 k e y w o r d s ： c y l i n d r i c a lr e l i e rb e a r i n g ，d e s g i n ，q u a s i - s t a t i ca n a l y s i s ，t e s t 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究 成果。据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其它人已经 发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得 金目巴王业太堂 或其他教育机构的学位 或证书而使用过的材料a 与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名：务硝镪 签字日期：2 。3 年s 月，目 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解一金肥工、业太堂有关保留、使用学位论文的规定， 有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借 阅。本人授权j 蛆l 些玉岂可以将学位论文的全部和部分内容编入有关数据 库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名 弓氟锌 签字e ：i 期：2 0 0 3 年3 月9 日 学位论文作者结业后去向： 工作单位：空军驻洛阳地区军代表室 通讯地址：空军驻洛阳地区军代表室 跏虢俐 签字蝴：加；年月知日 电话：0 3 7 9 4 9 8 5 0 7 8 邮编：4 7 1 0 0 1 致谢 本论文是在合肥工业大学陈科副教授( 博士) 和洛阳轴承研究 所马纯民正研级高工的精心指导下完成的，导师渊博的知识和严谨 的学风使我受益非浅，在此，对二位导师的谆谆教诲和殷切关怀表 示由衷的感谢，并期望，在今后的工作和学习中，继续能得到二位 导师的教诲。 在本论文的完成期间，洛阳轴承集团有限公司的赖俊贤副总工 程师和庞碧涛副总工程师给予了极大的帮助和支持，对此本人表示 衷心的感谢。 感谢我的父亲王高运和母亲崔素改，二位老人毫无怨言地承担 了大量照顾幼女的责任，才使我有时间和精力去完成学业。 感谢在求学和工作中，对我给予帮助的领导、同事和朋友们。 r 王献锋 2 0 0 3 年3 月9 曰 1 1 概述 第一章绪论 科学技术的进步和航空工业的迅速发展，促使了轴承工业的高速发展，尤 其是第二次世界大战中发明的喷气发动机，给航空轴承的发展插上了腾飞的翅 膀。 喷气发动机是现代飞机广泛采用的动力装置，从结构上主要分为涡轮喷气 发动机、涡轮风扇发动机和涡轮螺旋桨发动机等。 涡轮喷气发动机( 图1 _ 1 ) 由压缩机、燃烧室、涡轮和喷管等主要部件组 成。由发动机进气道进入的空气，经涡轮驱动的压缩机压缩后，进入燃烧室， 与燃烧室喷射的燃料混合燃烧，产生高温、高压膨胀气体，尔后由推进喷管使 其膨胀到普通大气压，从而获得高速喷射。发动机的全部推力都来自流过发动 机的气流所产生的反作用力。 图1 一l 涡轮喷气发动机 涡轮风扇发动机( 图1 2 ) 系在涡轮喷气发动机( 即内涵) 的外部加了一 个同心圆筒一一外涵，在外涵中，装有内涵转子所带动的风扇，部分空气受 到它的压缩作用而流过外涵。涡轮风扇发动机的推力是内、外涵所产生的推力 总和。涡轮风扇发动机和涡轮喷气发动机相比，工质流量大、喷射速度低、推 进效率高、推力大、耗油率低。从2 0 世纪6 0 年代起，在军、民用飞机上得到 广泛应用。 无论何种发动机，其压缩机和涡轮主轴均使用滚动轴承。通常在压缩机端 使用球轴承以确定主轴位置，并承受轴向载荷；高温的涡轮轴承使用滚子轴承 承受径向载荷，并便于吸收受热后主轴产生的轴向热膨胀位移。 航空发动机主轴用圆柱滚子轴承的工作特点是：转速高，轴承的d n ( 轴 燃烧室 图卜2 涡轮风扇发动机 承内径转速) 值超过1 5 l o6 m m r m i n ，为高速轴承：载荷轻，由于发动机 转子轻，作用在轴承上的径向载荷较小，再加上飞机作机动飞行时会在某些情 况下，使作用于轴承上载荷更小甚至出现零载，常出现内滚道脱载；轴承工作 温度高等。由于这些不利的因素，使得滚子轴承常出现轻载打滑、歪斜，滚子 与滚道及挡边问发生剧烈的滑动，轴承发热增加，磨损加剧，保持架运转不稳 定，出现过度磨损等，致使轴承早期失效。但是主轴轴承作为航空发动机的关 键件，对其可靠性要求非常高，并要求有尽可能长的寿命。这种矛盾非常突出。 国产军用航空喷气发动机主轴轴承的可靠寿命最高为3 0 0 小时，而国外在10 0 0 小时以上，与国外先进水平差距很大。这种情况严重制约了我国航空发动机的 发展。为适应我国航空工业的发展，轴承的寿命和可靠性亟待提高。 提高轴承的寿命和可靠性，要从轴承的设计、原材料、生产和使用等多方 面来考虑，其中轴承设计是很重要的一个环节，在设计时应采用先进的理论和 技术，对轴承的工作状态和性能进行分析，对影响轴承性能的关键因素进行分 析，为成功设计出满意的轴承提供依据。先进的设计和分析是轴承性能和质量 的基本保证。另外可靠的分析可以减少昂贵而费时的试验，并取得试验难以测 试的参数。因此轴承性能模拟分析是非常重要的。 1 。2 静力学模型与动力学模型比较 到目前为止，滚动轴承有两神模拟其性能的分析模型。一种是静力学模型， 它主要考虑静力和力矩平衡问题。当在与轴承零件连体的动坐标系中研究平衡 问题时，将离心力和回转力矩作为惯性力( 力矩) 来对待，就是拟静力学模型。 静力学模型统称为静力学模型。第二种是动力学模型，它主要是求解运动微分 方程，所附加的约束条件很少。 静力学模型能有效地计算轴承的真实载荷分布、疲劳寿命及刚度，迄今仍 被广泛用于轴承的设计和分析中，并且它的解可为动力学模型提供满意的初始 条件。 2 它的不足之处在于： 假定轴承零件的速度为常数，运动中不考虑轴承零件的加速度。 不能处理轴承零件的动态效应，如滚子的滑动和倾斜、保持架与滚动体频 繁碰撞带来的不稳定性等高度动态现象。 动力学模型中，每一轴承零件的运动微分方程取代了静力学模型中的平衡 方程。外力计算的复杂性使得有必要进行数值积分。 动力学模型的计算步骤为，先由轴承零件之间的相互作用和润滑剂的牵引 性能计算作用于零件上的合力及驱动力矩、牵引力矩，从而确定各零件的加速 度，并对给定的初始条件计算微分方程组的解。 动力学模型不需要假定套圈控制等运动约束，对相应的加速度积分就可得 到速度、角速度。可预测滚动轴承采用稳态模拟无法预测的瞬时动态特性，如 滑动、磨损、零件碰撞、保持架的不稳定性、滚子倾斜及歪斜等等。 用动力学模型来实时模拟滚动轴承的性能，可代替某些代价高昂的实验研 究；用它来估算轴承的性能参数，则有助于识别关键设计参数的取值范围，从 而缩小设计先进的滚动轴承系统时的实验研究范围。故西方国家轴承企业及相 关部门都竞相研究轴承的动力学模型，编制大型的计算机程序，对此进行研究。 1 3 国内外发展概况 国外对高速滚动轴承的运动学、受力分析等设计分析研究经历了很长的时 间。早期，人们只是根据简单的力学关系对滚动轴承受载情况进行估算，用理 想运动状态来分析轴承运动情况，这显然是很粗糙的，不能真实反映滚动轴承 各元件之间的运动关系。自六十年代初，a b j o n es ”提出套圈滚道控制理论 后，滚动轴承的受力分析水平达到了前所未有的高度，解决了很多过去无法解 决的轴承设计与分析问题。此后十多年问，这理论得到了广泛的应用。但随 着主机向高速发展后，特别是航空发动机的发展，轴承工作出现了严重的打滑 现象，滚道控制理论已无法解释这种现象。七十年代，弹流理论蓬勃发展，为 轴承分析注入了活力。o o w s o n 1 首先提出了向心圆柱滚子轴承的弹流润滑模 型，分析了作用于滚子上的牵引力和切向动压力以及油膜厚度的大小，在此之 后，以d o w s o n 的工作为基础，h a r t is 建立了采用电子计算机分析高速滚动 轴承的数学模型，成功地分析了高速滚子轴承中的打滑，他最重要的贡献是 用分析手段提出在高速滚子轴承中增大径向载荷可以防止轴承打滑。其后， j v p o p l a w s k i 进一步分析了各滚动元件的相互作用，并考虑了轴承各元件之 间的变形。然而尽管考虑了诸多因素，但模型中没有考虑滚动体的速度的变化， 仍然是拟静力学模型。进入八十年代，印度科学家p k g u p t a 建立了轴承动 力学分析模型，它以经典的微分方程为依据，描述轴承任一时刻的运动状态， 并用数值方法进行计算。g u p t a i 丕开发了a d o r e i i 序，通过计算机分析获得了滚 子、保持架的动态结果。但由于采用的模型过于复杂，需要花费大量的求解时 间，所得结果往往难以与试验结果相印证，因此应用受到了限制。 为了寻求更加有效的工程分析方法，美国n a s a 研究中心、s k f i 司等投入 了大量的人力和物力，采用试验研究和理论分析相结合，借助计算机技术，开 发了一系列大型分析程序3 。如“s h a b e r t h ”、“c y b e a n ”等。这是两个比较 著名的分析程序，并己发展到多代。前者适用于球轴承、滚子轴承系统，后者 只适用滚子轴承。它们能较好地模拟出滚动体和保持架运动，轴承系统的温度 等。另外美国依利诺斯大学的t h o m a sf c o n r y ”3 则对高速轻载的圆柱滚子轴承 动力学等问题进行了具体分析与演算，得出了不同于静力学模型的比较新颖的 结果。 其它国外轴承企业由于提高和设计开发周期缩短的要求，也纷纷开发了一 些x , j 轴承进行优化设计的程序、拟动力学分析程序和动力学分析软件，如法国 s n f a 公司用于球轴承分析的a c o r d r o d y n 分析程序；用于圆柱滚子轴承和球轴 承分析的p k g a d o r e 分析程序：用于成品元件分析的a c o r d 一2 d 分析程序。日本 n s k 公司用于分析各种轴承的b r a i n 分析程序。这里以b r a i n 9 析程序为例介 绍其主要的特点。b r a i n 能分析轴承滚动体的姿态和打滑情况； 能在任何载 荷下分析轴承的性能：能分析变形的轴承；能分析轴承内圈、外圈、滚动体任 意剖面的轴承工作情况，如接触应力、滚动体的歪斜角和倾斜角等。这些软件 的使用，使轴承的设计开发能力得到大大提高，开发周期大大缩短，轴承的性 能也大大改进。 国外发达国家随着设计开发能力的提高，轴承的d n 值每年不断提高。表卜1 列出了几种有代表性的发动机主轴轴承的d n 值。 表1 1 发动机主轴轴承d 1 3 值 1年代 19 4 41 9 4 719 5 11 9 5 31 9 5 51 9 5 81 9 6 2 1 96 819 7 0 l 发动机j 3 3j 4 7j 4 8j 5 7j 7 5j 5 2 j t 8 dj t 9 0 f 10 0 l d n 1 0 6o 8 8 o 8 71 2 01 5 01 5 01 6 01 6 01 8 02 2 国内也非常重视对滚动轴承的研究工作，清华大学、谣北工业大学、南航、 6 0 6 所、洛阳轴承研究所、洛阳工学院等对滚动轴承进行了大量的研究，取得 了一系列的成绩。洛阳轴承研究所开发了大型的滚动轴承c a d s r 件，徐建东” 进行了高速滚动轴承拟动力学分析与弹流润滑理论的耦合研究等，这些研究对 4 轴承在高速下运动特性的分析都进行了有益的尝试，但因人员、资金投入不足 和经验公式、技术数据缺乏，结果还只能参考。我国目前高速轴承的d n 值仍停 留在发达国家7 0 年代的水平，差距相当大，这与我国的国力和在航空轴承研究 方面的科技投入有很大关系。 1 4 本文研究的内容 某武器装备是国家重点专项研究课题，其动力装置采用先进的小型涡轮风 扇发动机，该发动机具有重量轻、体积小、推力大的特点，当今国际上多数先 进国家均采用此型发动机。本课题研究的发动机主轴轴承是为该型发动机配套 的关键件之一，要求其既具有高的性能又有高的可靠性。 该轴承代号为n u l0 0 6 q l h n p 5 ，为向心圆柱滚予轴承。轴承内圈转速 5 4 0 0 0 转分，外圈静止；承受径向载荷2 0 0 公斤；工作温度1 3 0 15 0 ( 瞬 时温度最高3 0 0 。c ) ；润滑油为4 10 6 润滑油，轴承端部喷嘴喷油润滑；要求轴 承寿命大于2 0 小时；轴承内径为3 0 r a m ，外径为5 5 m m ，宽度为1 3 i l l m 。 本文主要是对高速滚子轴承进行了结构分析，确定了高速滚子轴承 n u l 0 0 6 q 1 h n p 5 的主要设计参数，并对其进行了拟静力学分析，设计了试验 机用试验头，进行轴承试验机试验，验证了轴承的性能和可靠性。 本文工作没有进行轴承的动力学以及拟动力学分析方面的研究，主要是因 为经验公式、技术数据缺乏，而且计算机程序设计方面的工作量庞大，即使有 了一定计算结果，也很难进行试验验证，此项工作需各方面进行联合攻关，才 有可能获得一符合实际的结果。 轴承的拟静力学分析由于计算量适中，而且能够较准确地计算轴承的载荷 分布、疲劳寿命、滚子与滚道间的油膜厚度、保持架打滑率、滚予的自转速度 等，所以进行拟静力学分析同样对滚子轴承的产品设计、产品试验等方面有一 定的指导意义。 第二章高速滚子轴承的结构分析和设计参数的确定 航空发动机主轴用圆柱滚子轴承的工作特点是：载荷轻，转速高，轴 承的d n ( 轴承内径转速) 值超过1 5 l o6 m m r m i n 。而发动机对轴承的 要求是：在高速、高温、轻载的工况下，既要有高的寿命又要有高的可靠 性。这就要求轴承在结构设计时，要充分考虑航空发动机用轴承的工作特 点，克服轴承常出现的轻载打滑、歪斜，滚子与滚道及挡边间剧烈的滑动， 以及保持架运转不稳定，轴承易出现早期失效导致轴承寿命低等问题，对 影响轴承性能的轴承设计参数，如轴承的结构形式、材料、滚子凸度、保 持架的引导方式等进行细致分析，确定合理的设计参数，并对其进行验证， 这是高速滚子轴承研制过程中必不可少的条件。 2 1高速滚子轴承的结构分析 2 1 1 常见结构形式 高速滚子轴承常用的结构如图2 一l 所示，( a ) 为保持架外引导，外圈 带挡边的短圆柱滚子轴承，( b ) 为保持架内引导，内圈带挡边的短圆柱滚 子轴承，( c ) 为保持架内引导，外圈带挡边的短圆柱滚子轴承，( d ) 为保 持架外引导，内圈带挡边的短圆柱滚予轴承。这四种轴承在高速下承受纯 径向载荷的能力大；外圈和内圈可以在分离状态下方便地进行检查；可使 用高强度的实体保持架：可以安装于轴的自由端，以弥补主轴的热膨胀。 隔图稳一一滕 卫i i 一”j 一【 i i 一订一一一卜一 ( a ) 外圈带挡边 保持架外引导 ( b ) 内圈带挡边 保持器内引导 ( c ) 外圈带挡边 保持架内引导 图2 1 四种滚子轴承的结构示意图 ( d ) 内圈带挡边 保持器外引导 2 1 2 影响高速滚子可靠性和寿命的主要因素 对于高速滚子轴承，影响其可靠性和寿命的因素主要有：轻载打滑、 滚子歪斜、滚子边缘应力集中、挡边与滚子端面间的润滑、轴承各零件的 几何精度、滚予与挡边间的间隙、保持架与引导挡边间的引导间隙等。高 速滚子轴承的结构分析就是对以上因素进行分析。 2 1 3 常见问题 航空发动机所用的高速滚予轴承，其损坏形式完全不同于一般用途的 滚动轴承所见的那样，一般轴承中常见的表面疲劳，对航空发动机用高速 滚子轴承而言，不是造成其损坏的主要原因。在高速滚子轴承中，常见的 问题主要有：高速轻载打滑、滚子的轴线歪斜、滚子边缘应力集中、高温 卡死等。 打滑现象的出现是在于轴承的径向载荷过小，以致滚道与滚子之间不 能产生足够的拖曳力，乃致无法形成滚子纯滚动，这时滚子就呈现滑动或 打滑。 滚子的歪斜是一种不规则的转动，与滚子绕轴承轴线相平行的轴线之 纯自转不同。歪斜在滚子端面所产生的载荷会引起端面的过度磨损，引导 滚子的套圈挡边的磨损以及保持架兜孔的磨损。 2 1 3 1 滚子打滑的原因及解决措施 滚道的摩擦磨损、表面疲劳以及滚道的表面损伤，都是滚子打滑所引 起的共同结果。打滑严重时，滚子与内圈之间所产生的摩擦热量可使内圈 膨胀，减小了轴承径向游隙以致使轴承卡死。 数量较多，而且又和实体保持架组合在一起的这些滚子，增加了滚子 一保持架组合体的转动惯量，为克服此较大的惯性阻力，滚子与滚道之间 就必须有较大的拖曳力。在一般的滚子轴承中，轴承承受着较高的载荷， 并形成较高的拖曳力，足以克服上述的惯性阻力。但在航空发动机中作用 于滚子轴承上的唯一载荷便是各种旋转元件的重量以及径向不平衡力：这 些力通常都很小，因而就会产生滚子打滑。 导致打滑的另一个因素是轴承内部润滑油的扰动所引起的过度动力耗 损。过量的润滑剂再加之采用有挡边的外圈，阻碍了润滑油从轴承中向外 排油的流畅性。多余的润滑油就构成了对滚予一保持架组合体运动的阻力。 同时，在保持架与静止的套圈引导挡边的间隙中多余的润滑油形成一层所 谓的全流体动力油膜。这个油膜的粘性拖曳不仅阻碍保持架的运转而且也 耗损较大的动力。例如：内径为1 9 0 m m 的滚子轴承，在d n 值为2 1 06 时， 由于动力油膜的粘性剪切力所造成的这种动力耗损就达2 0 马力之多。 打滑失效是能够避免的，即使在高速滑动的情况下，只要润滑油膜足 够，并能分离滑动表面。在某些情况下，改变润滑油和改进表面粗糙度对 于防止打滑是不够的，必须考虑其它的一些措施。 打滑与驱动力和阻力的平衡有关。因此为了减小打滑的风险，需增加 驱动力和减小阻力。减少或消除打滑现象的措旅如下： 同时减小滚子的尺寸及减少滚子的数量。 采用轻质钢保持架。钢材表面淬硬至h r c 3 3 3 6 ，表面镀银，保持架设 计应使润滑油在轴承内流畅性好。 c ) 套圈外表结构力求避免阻碍润滑油的流动。如图2 1b 所设计，内圈 带挡边，外圈呈直筒形以消除轴承中润滑油因离心力而被外圈挡边阻集之 患。润滑油可设计成从内圈上的油孔进入滚道边缘处，如斯贝发动机轴承。 保持架由旋转的内圈挡边引导，保持架内表面与引导挡边问润滑油的粘性 拖曳促使保持架转动而不是阻碍其转动。 a ) 椭圆套圈轴承( b ) 三瓣波轴承 图2 - 2 两种多瓣波轴承 d ) 增加受载荷滚予的数量。在一般滚子轴承中，受载荷滚子最高数量 为滚子总数的2 0 ，采用外圈椭圆法，使外圈在和外载成9 0 “的两点外形成 径向预负荷，从而可使承载滚子的数量提高到约6 0 ，增加了滚子保持架组 台体与滚道之间的拖曳力，有利于消除滚子打滑。图2 2 为两种常见的多 瓣波轴承。图2 3 为圆形滚道和椭圆形滚道保持架实际转速和理论转速的 区别。 r ：径向游隙 n 。：保持架理论速度 轴转速x l o 。r ( a ) 试验结果一圆形 轴转速m n ( b ) 试验结果一椭圆形 图2 3 圆形滚道和椭圆形滚道保持架实际转速和理论转速的区别 e ) 采用预载荷空心滚子，以造成轴承内全部滚子均受载而无须椭圆套 圈。空心滚子的采用已被证明是防止打滑的最有希望的方法。因此这样可 使所有的滚子都受到相同的载荷并沿整个轴承旋转。使用预载空心滚子时 需要审慎分析。过大的预载荷会导致滚子的早期损坏，即使外载不大时也 会如此；预载荷空心滚子必须防止弯曲疲劳，此外空心滚子的内孔表面粗 糙度以及孔和外径的同心度必须严格控制。 2 1 3 2 滚子歪斜的原因及解决措施 滚子的歪斜系指滚子围绕着( 图2 4 ) z 轴的转动。歪斜常引起滚子端 部严重的磨损，同时也形成套圈挡边和保持架的磨损。在一些实例中，歪 斜的严重程度足以使滚子在保持架兜孔中乱转和卡死。 i _ j i b 一4 一，一一 图2 4 滚子歪斜 由于引导挡边与滚子端面存在间隙，而且轴承结构几何尺寸的微小误 差都会不可避免地引起滚子与内、外滚道间摩擦趋于失衡状态，从而使滚 子趋于歪斜， 由于滚子的歪斜角与滚子和挡边间轴向间隙有直接的关系，故减小滚 子的最有效途径是减小滚予和挡边间的轴向间隙，如斯贝发动机轴承的设 计中采用的无油沟技术。但缩小轴向间隙，要考虑滚子热膨胀的影响，如 果轴向间隙太小，会造成滚子在挡边间卡死的风险。 ( a ) 偏心磨损( b ) 同心磨损 图2 5 两种滚子端部磨损的形式 由于圆柱滚子轴承在工作时，总倾向于歪斜，故在滚子端面和挡边间 的滑动是不可避免的。由于几何的原因，在滚子端面和挡边间很难形成油 膜，在高速工作时，这些部分能严重磨损。滚子端部磨损是自然渐进的， 而且一旦开始，不可能停止。最严重时，滚子能打横，导致保持架失效。 高速圆柱滚子轴承通常公认有两种磨损形式，即如图2 5 所示：偏心磨损 和同心磨损。 偏心磨损：这种磨损是由于滚子不稳定的运动而形成的( 歪斜角周期 变化) 。滚子两个相对端面的这种磨损图案正好相差1 8 0o 相位角。如图2 6 滚子的倒角不均匀、滚子垂直度误差、滚子凸面偏心能导致这种磨损，减 小这种磨损的方法是提高滚子的几何精度。 日目皿 ( a ) 不均匀倒角( b ) 垂直度误差( c ) 偏心凸面 图2 - 6 不良的滚子几何形状 h ：力矩中心 图2 7 滚子歪斜的状态 a ) 一级斜挡边设计 = 级斜挡边设计 恤 叭 图2 - 8 两级斜挡边誊计和一级挡边设计对比 同心磨损：这种磨损是由于滚子以一某歪斜角稳定旋转，但由于在滚 子端面和挡边的接触处存在高的p v 值而形成的( 图2 - 7 ) 。p 代表接触处的 压力，v 代表滚子端面与挡边在接触点处的滑动速度。减小这种磨损的方法 有1 、减小歪斜时滚子和挡边接触处的p v 值：2 、确保在接触点有足够的润 滑油，避免直接的金属对金属的接触。为了减小这种磨损的风险，基于上 述两点，已设计了如图2 - 8 所示的级和二级斜度挡边，其能有效减小接 触处的p v 值和提供充足的润滑油。e1 角的取值范围各国有很大差异，从 7 一9 07 各不相同。多数取值在l o 一4 5 之间。 针对上述情况，参照国内外的设计，在轴承设计中对滚予提出特殊要 求： 每套轴承的滚子直径相互差为0 0 0 0 8 m m ： 每套轴承的滚子长度相互差为0 0 0 8 m m ： 滚子平直段占滚子长度5 0 - 6 5 ： 滚予端面对圆柱面的跳动不大于0 0 0 2 m m ： 滚子和挡边间轴向间隙取：0 0 3 0 0 6 m m 挡边的倾斜角为1 0 一4 5 。 2 1 4 滚子凸度的设计分 图2 - 9 边缘应力集中 使用经验和研究表明，直母线接触的滚子轴承在滚子两端存在着严重 的应力集中，可以高达中部应力的3 7 倍，应力集中的长度占总接触长度 的0 0 7 0 1 6 ，如图2 9 所示。边缘应力导致早期疲劳剥落，降低了滚予轴 承的承载能力。 为提高滚子轴承的承载能力和疲劳寿命，必须从轴承设计上采取措施 减小或消除边缘应力集中。通常的办法是减小滚子两端的直径，采用带凸 度滚子，改善滚子型面。以下为几种常见的滚子型面母线。 2 1 4 1 弧坡修缘，圆心在中线上 如图2 1 0 a 所示，取滚子单面凸度等于滚子与一个滚道之间的弹性趋 近量，即取 = 5 式中6 一一滚子与一个滚道之间的弹性趋近量 f 3 0 9 j = 3 8 3 l o 一5 l 母线修缘长度取为lc = 0 1 5 l r 。：盟三 圆弧半径近似取为8 a c 式中1 一一滚子有效长度，1 = l 一2 r l - 一一滚子中部直母线部分的长度，l ，= 卜2 l c 我国目前普遍采用此种修缘方法。 一i 一 ? ； j i f j cl j 车 ； i c i lj 。1 广一l l ( a ) n 心在中心线上 ( b ) 圆心在两侧 图2 1 0 弧坡修缘 2 1 4 2 弧坡修缘，圆心在两侧 圆心在两侧的弧坡修缘如图2 1o b 所示，取 = 6 lc = 0 15 1 ，2 r c = ：一 8 8 c 这种修缘方法中间直线部允和两端的圆弧相切，在理论上是光滑连接。 2 1 4 3 全凸滚子 这种滚子的型面如同对称球面滚子，只是圆弧半径非常之大，如图2 11 所示。这种修正方法的优点是不仅可以消除或减小边缘效应引起的应力集 中，还可以有效地消除或减小轴线偏斜引起的滚子端部应力集中。缺点是 实际负荷小于计算负荷时实际接触长度减小，中部应力高，也会降低疲劳 寿命。 全凸滚子取 c = 6 r 。：上 8 c 图2 - i i 全凸滚子 2 1 4 4 l n u d e r b e r g 对数曲线型 理论和实践均已证实母线为对数曲线型的滚子性能最佳。其曲线可以 由下列函数表示： n1 2 ( y ) 卸。等1 n 西茄1 滚子中部绝大部分接近直线，接近倒角部分r 由大到小变化的较快， 即斜率变化很大，对数曲线型轮廓滚子，在大多数载荷条件下，它能使应 力分布达到最佳，具有均匀的轴向压力分布，它比全凸型或修正线滚子都 更能充分地利用滚子的长度，在轴线偏斜时，能避免边缘受载，除非载荷 特别大。但是由于对数曲线型轮廓加工难度大，所以国内仅在少数主机上 使用。 一 本文凸度设计，基于加工便利的考虑，选用圆心在中线上的弧坡修缘， 考虑滚子的通用性，取q 为0 1 - 0 15 额定动负荷。 2 1 5 轴承保持架 轴承保持架虽然不直接承受轴承载荷，但它伴随着高速滑动而旋转， 在高速轴承中是最关键的零件之一。保持架的损坏是现代航空发动机主轴 轴承较常见的破坏形式，因而可以说保持架决定着喷气发动机主轴轴承的 高速性能。在航空发动机中，轴承的磨损在很大程度上是取决于转速的影 响，而受载荷的影响相对较小。轴承中磨损最严重的区域一般是保持架的 引导面和兜孔表面。所以改进保持架结构和性能是提高发动机主轴轴承使 14 用寿命和可靠性的重要环节。 2 1 5 1 保持架的运动 保持架的运动比较复杂，既有旋转运动，又有滑动运动。一般来说， 保持架的公转滑动随旋转速度的增大而减小，随轴承载荷的增大而减小。 在保持架运动中，更重要的是，保持架在旋转时还产生振动。保持架的质 心在低速时借自重下落，而在高速时，则浮升到与轴承中心相接近的位置。 这样。高速旋转时，保持架振动着，且受有反复的冲击载荷。 2 1 5 2 保持架的结构 2 1 5 2 1 保持架结构设计 保持架结构设计时，应使其具有足够的强度和较轻的重量，形状要有 利于润滑、冷却，减少受力和振动。 保持架分为冲压和实体两种，航空发动机主轴轴承由于高温、高转速、 高负荷的工作条件，多采用实体保持架。圆柱滚子轴承有两半铆接式和整 体拉孔式，多采用方形窗孔。锁滚子主要有两种方式：1 ) 在过梁上留有凸 台或车成锁爪，装入滚子后将之压变形：2 ) 直接在过梁上压锁口。 为便于涧滑油容易进入引导面及兜孔，将保持架加宽，突出于套圈端 面，有的专门设计有挡油边，这样在保持架引导面处与套圈形成一封闭润 滑区，润滑汕流经兜孔后溢出，使引导面得到充分的润滑。对于一些内引 导的保持架，有的在保持架内径上开有油槽或油孔，以利于润滑油的流动。 保持架厚度在满足强度要求的情况下，应尽量薄，这样可减轻其重量， 不致于将引导面处的油膜压破。 主轴轴承保持架一般在表面上镀银，镀银的作用有：1 ) 发动机起动时， 减小轴承在于摩擦条件下保持架和滚动体的损伤，减小摩擦阻力。在发动 机停车时，由于转子的惯性作用，润滑系统已停止工作，轴承腔的温度将 比正常工作时提高5 0 1o o o c 以上，轴承内腔润滑油减少并干涸，油膜受到 破坏，镀银层起着润滑作用。2 ) 减轻滚动体对保持架的撞击和接触应力。 滚动体与保持架旋转过程中，实际上是滑动接触。当发动机转子加速或减 速时，保持架在惯性作用下滚动体撞击保持架造成很大的接触应力和热量 集中。使保持架易磨损、发热。由于保持架银层硬度低，在滚动体撞击下 可形成较大的凹沟，增大了接触面积，降低了接触应力，减少了热量的聚 集。 2 1 5 2 2 引导方式的选择 轴承保持架的引导方式有三种：滚动体引导、内圈引导和外圈引导。 选择时应视轴承结构和供油润滑方式综合考虑。早期的发动机轴承有用滚 动体引导的，但由于在高速时，保持架回转不稳定，所以现在很少采用， 而多采用内圈引导( 内引导) 和外圈引导( 外引导) 。内、外引导各有利弊， 与内引导相比，外引导的优点是：1 ) 润滑剂容易进入轴承内部，使其得到 良好的润滑；2 ) 由于外圈温度低，外引导面摩擦产生的热量可得到良好的 散发。其缺点是：1 ) 由于离心力和热膨胀，将使引导面之间间隙减小，容 易加剧摩擦引起的磨损；2 ) 轴承内的杂物也不容易排出。外引导一般应用 于高速、负载稳定情况。3 ) 保持架尺寸增大，因而重量和惯性力增大，强 度与重量之比较小。内引导恰好相反，特别是内引导尚能对保持架提供拖 动力，有利于减少或防止轴承产生高速轻载打滑。缺点是必须有足够的润 滑油。内引导适合于高速、负荷不稳定的情况。 2 1 5 2 3 引导间隙的选择 高速滚子轴承，最严重的磨损区域是保持架的引导面和兜孔，这些部 位处于纯滑动状态且滑动速度较高。保持架引导面与套圈引导挡边问的相 对运动可视为长径比很小的滑动轴承，保持架的偏心运动形成油楔，但是 因长径比很小，承载能力较小，因此保持架引导面多处于边界润滑或极限 边界润滑状态。因此，保持架设计时应选择适当的引导间隙，力求形成完 全油膜润滑，尽量避免金属的相互接触。引导间隙小有利于减小作用于保 持架上的力，但间隙过小会引起保持架和套圈因摩擦加剧而损坏。一般认 为存在引导间隙的最佳最小值，确定此值必须考虑：1 ) 高速旋转时由于离 心力引起的保持架变形；2 ) 保持架和套圈由于热引起的变形：3 ) 轴承零 件和轴或轴承座的配合尺寸；4 ) 润滑剂流动所需要的间隙等。我国现行设 计标准规定，滚子轴承内引导间隙值一般为0 15 0 5 m m ，外引导间隙一般 为0 3 一l m m 。 2 1 5 2 4 保持架兜孔 为了减小保持架的冲击振动，滚子轴承的保持架兜孔，一般都是沿滚 子的直径方向比长度方向的间隙为大。国外保持架兜孔尺寸一般符合下式： c = ( 1 + 5 ) d w 式中：c 一一保持架兜孔尺寸 d w 一一滚动体直径 综上所述，根据本文所研究轴承的特点及所处工况，本文保持架设计 为方孔实体镀银保持架，外圈引导，引导间隙为0 3 m m ，过梁上留有凸台， 在凸台上压印并从内径上锁住滚子。 2 2 轴承材料 随着航空技术的迅速发展，喷气发动机主轴轴承的工作温度在不断提 高，为了适应轴承在高温下工作的要求，各国都在研制新的耐高温轴承材 料和高纯净度的材料。 2 2 1 套圉和滚动体材料 为了使轴承能适应重载荷、耐高温、高寿命、高可靠性等工作条件， 就要求轴承材料有高的强度，能耐磨，在高温下保持热硬度、耐冲击性和 高的尺寸稳定性等。 2 2 1 1 高温硬度 轴承材料的硬度影响着轴承的耐磨性，硬度降低则耐磨性下降。轴承 套圈和滚动体允许的最低硬度为h r c 5 8 ，硬度过低会影响轴承寿命。但是许 多材料的硬度都随温度的升高而降低，因此应选择热硬度高的材料。 2 2 1 2 尺寸稳定性 尺寸稳定性是轴承材料的重要性能。轴承钢经过淬火和回火后，在钢 组织中仍有少量残余奥氏体。在使用过程中残余奥氏体逐渐分解，体积膨 胀，而引起时效变形。随着温度的升高而促进了奥氏体的分解，以致引起 更大的尺寸变化。表2 一l 列出的2 种常用材料尺寸稳定性试验数据。 表2 - 1尺寸稳定性试验数据 材料在各温度下保持1 0 0 0 小时后的尺寸变化( 1 0 6 ) 牌号 2 0 4 0 c3 1 5 0 c4 2 6 0 c5 3 8 0 c g c r l 5+ 5 57 4 21 0 3 0 c r 4 m 0 4 v+ 2 2+ 1 2+ 2 75 0 从表2 一l 可看出，c r 4 m 0 4 v 材料在高温下有较高的尺寸稳定性。 2 2 1 3 耐高温材料 一般常用的g c r l5 轴承钢，有较高的延伸性，强度与耐磨性，但硬度 和尺寸稳定性随温度的升高则急剧降低，因此已不能适应现代航空发动机 主轴轴承的要求。 1 ) 高速工具钢 高速工具钢有良好的高温硬度( 能耐35 0 0 c 的高温) 和疲劳强度，作为 轴承材料已得到了广泛的应用。 高速工具钢大致可分为钨系和钼系钢，根据各国资源条件的不同，各 国广泛使用的钢种也不同，在世界上发达国家由于各国矿藏资源问题，俄、 英国家耐热轴承材料普遍采用钨系钢( w 1 8 c r 4 v ) ，美、日、法等国家的耐 热轴承材料普遍采用钼系钢( c r 4 m 0 4 v 即m 5 0 ) ，我国目前主要以c r 4 m 0 4 v 为 主。在轴承钢冶炼方面，为了减少材料中非金属夹杂物，多采用真空冶炼 方法，可以大大提高轴承的寿命。如我国新研的双真空冶炼的8 c r 4 m 0 4 v 材 料，其氧含量的指标【o 】1 0 x10 一，大大提高了轴承的纯净度，提高了 轴承的利疲劳强度和材料本身的可靠性。 2 ) 高温表面渗碳轴承钢 有些发动机主轴轴承，采用高温表面渗碳钢。高温渗碳钢的特点是， 表面硬化后硬度可达h r c 5 8 6 3 ，有较高的耐磨性，同时芯部具有较好的韧 性，可以承受较高的冲击载荷，并且即使轴承表面产生剥落和裂纹也不容 易扩展，能耐35 0 “c 的高温，一般多用于滚子轴承。而且对于套圈带有安装 边轴承，可以避免在安装边与轴承套圈转接处由于应力集中而产生裂纹。 常用材料有电渣重熔的c r 4 m o n i4 v ( m 5 0 n i l ) 轴承钢和我国新研的双真空高 温渗碳轴承钢g l3 c r 4 m o n i4 v ，其中双真空高温渗碳轴承钢的氧含量的指标 【0 】l5 1 0 ，也大大提高了轴承的纯净度，提高了轴承的耐疲劳强度 和材料本身的可靠性。 2 2 2 保持架材料 在高速轴承中，常常由于保持架的磨损、疲劳等原因造成轴承的损坏， 因此保持架材料除耐高温外，还要求有良好的耐磨性。但采用过硬的材料 做保持架也会使滚动体磨伤，因此对保持架材料并不要求很高的硬度。保 持架除要具有高的耐磨性之外，还应当具有相当高的耐反复拉伸、压缩应 力的疲劳强度。 为了减小轴承摩擦损失，希望保持架的重量要轻，因此保持架材料密 度应小。另外保持架结构比较复杂，所以希望保持架材料的加工性能应良 好。 综合起来，对保持架材料提出如下要求： 1 ) 在运转温度下具有相当高的机械强度； 2 ) 良好的耐磨性磨合性： 3 ) 近似于套圈材料的热膨胀系数； 4 ) 良好的疲劳性能和延伸性； 5 ) 密度小。 我国航空轴承常用的保持架材料有黄铜、铝青铜q a l l o 一3 1 5 、硅镍青 铜q s i1 3 和钢。其中以青铜用量为主，如今在航空发动机主轴轴承中轻制 钢保持架以其高强度和耐高温的优势正逐渐被采用。 从以上分析和轴承的工作条件，本项目选用的轴承套圈和滚动体的材 料为c r 4 m 0 4 v ，保持架材料为铝青铜0 a 1 10 3 1 5 。 2 3 高速滚子轴承n u l0 0 6 0 1 h n p 5 的设计 轴承外形尺寸：内径d 外径d 宽度b = 3 0 5 5 1 3 ，m m 材料：套圈、滚动体c r 4 m 0 4 v保持器q a l l 0 - 3 - 1 5 结构参数( 单位n l r f l ，省略公差) ： 2 3 1 滚子套圈设计 l 、滚子中心圆直径d ，。= ( d + d ) 2 = ( 3 0 + 5 5 ) 2 = 4 2 5 2 、滚子直径d ，= k d ( d + d ) = o 2 4 ( 5 5 3 0 ) = 6 3 、滚子个数 z = ( x d p w ) ( k d 。) ，k = ( 1 1 9 d 一1 7 ) d ，= 1 4 7 z = 3 1 4 4 2 5 ( 1 4 7