軸承的故障模式、壽命預(yù)測(cè)模型及分析
一、軸承壽命預(yù)測(cè)模型
疲勞壽命是滾動(dòng)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(chǎng)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(rèn)的威布爾分布的典型應(yīng)用對(duì)象。關(guān)于滾動(dòng)軸承的壽命預(yù)測(cè)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(cè)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(lái)被稱為L(zhǎng)undberg-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(gè)因素，因此當(dāng)時(shí)沒有成為正式的滾動(dòng)軸承壽命理論。第一個(gè)缺少的元素是計(jì)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(jì)算能力。第二個(gè)缺少的元素是一個(gè)全面的壽命理論，壽命理論需要符合Palmgren的觀測(cè)結(jié)果才可以。Palmgren一開始時(shí)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(jìn)行的測(cè)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(duì)于赫茲（Hertz）方程能夠準(zhǔn)確預(yù)測(cè)滾動(dòng)軸承應(yīng)力的能力是沒有信心的。Palmgren指出，“曲面之間接觸時(shí)的變形和應(yīng)力的計(jì)算……是基于一些簡(jiǎn)化的規(guī)定，例如，在計(jì)算變形時(shí)，這些規(guī)定不會(huì)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(jì)算和實(shí)驗(yàn)證明，在SKF給出的赫茲公式不會(huì)產(chǎn)生一個(gè)普遍適用的計(jì)算材料應(yīng)力的程序。由于這個(gè)問題對(duì)滾珠軸承技術(shù)至關(guān)重要，SKF進(jìn)行了全面的內(nèi)部研究，以找到描述由負(fù)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(duì)滾珠軸承進(jìn)行試驗(yàn)。僅進(jìn)行理論計(jì)算是不可接受的，因?yàn)闈L珠軸承中遇到的實(shí)際應(yīng)力無(wú)法通過數(shù)學(xué)方法確定。”
Palmgren后來(lái)放棄了他對(duì)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(lái)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(jì)算滾動(dòng)元件（滾珠和滾柱）的壽命，這稱為了后來(lái)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(shí)，赫茲理論是有效的。對(duì)于滾動(dòng)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(duì)于線接觸，只要出現(xiàn)邊緣壓力，就會(huì)超過理論的有效性極限”。
Lundberg和Palmgren對(duì)于使用其它變量修改根據(jù)赫茲(Hertz)理論計(jì)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(duì)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(rùn)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(shí)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(lái)解釋這些影響，以更準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)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(jì)算什么可以最好地描述為滾珠軸承中的最大徑向負(fù)載滾珠座圈接觸上的應(yīng)力。Stribeck公式給出的計(jì)算模型為：
`k=(5Q)/(Zd^2 )`
`Q`是軸承的總徑向載荷；`Z`是軸承球個(gè)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(jìn)來(lái)。同時(shí)也修改了球直徑關(guān)系。
Palmgren當(dāng)時(shí)不知是否認(rèn)識(shí)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(jìn)行的測(cè)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(shí)作用的徑向力和軸向力相同，`R`是實(shí)際徑向載荷，`A`是實(shí)際軸向載荷。對(duì)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(cè)試結(jié)果得到證實(shí)。
到了1945年，Palmgren將公式修改為
`Q=P_(eq)=XF_r+YF_a`
`X`是徑向動(dòng)載荷系數(shù)；`Y`是軸向動(dòng)載荷系數(shù)，`F_r`是徑向載荷，`F_a`是軸向載荷。徑向動(dòng)載荷系數(shù)X是旋轉(zhuǎn)條件下對(duì)承載能力影響的表達(dá)式。軸向動(dòng)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(lái)預(yù)測(cè)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(jìn)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(dòng)元件軸承疲勞壽命的預(yù)測(cè)。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(duì)氣溶鋼進(jìn)行的試驗(yàn)確定的值相匹配，他們引入了另一個(gè)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(shí)間。Lundberg和Palmgren假設(shè)裂紋擴(kuò)展的時(shí)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(jì)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(lái)。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(duì)各種材料和非滾動(dòng)元件疲勞的文獻(xiàn)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(wú)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(wú)關(guān)來(lái)反映該觀測(cè)結(jié)果，其中：
`f(X)=τ^ce η^e`
壽命`η`計(jì)算公式為：
`η~(1/τ)^c (1/V)^(1/e)`
（6）模型驗(yàn)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(duì)威布爾斜率的強(qiáng)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(yàn)證預(yù)測(cè)模型和實(shí)際觀測(cè)到的壽命值的差異，制定相應(yīng)規(guī)則來(lái)區(qū)分和比較預(yù)測(cè)的軸承壽命與實(shí)際獲得的壽命值。根據(jù)51個(gè)滾珠軸承和滾柱軸承組的現(xiàn)場(chǎng)和測(cè)試結(jié)果，使用Lundberg-Palmgren方程和壽命調(diào)整因子來(lái)預(yù)測(cè)軸承壽命，98%的軸承組具有可接受的壽命預(yù)測(cè)結(jié)果。也就是說，他們的實(shí)際壽命等于或大于預(yù)測(cè)的壽命值。
Lundberg-Palmgren模型用來(lái)預(yù)測(cè)商用渦輪螺旋槳變速箱的壽命。將壽命預(yù)測(cè)結(jié)果與64個(gè)齒輪箱的現(xiàn)場(chǎng)壽命進(jìn)行了比較。根據(jù)這些結(jié)果，滾柱軸承的壽命模型顯示負(fù)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(lái)預(yù)測(cè)滾柱軸承壽命并不能反映現(xiàn)代滾柱軸承，而且會(huì)低估軸承壽命。
二、滾動(dòng)軸承故障模式
以滾動(dòng)軸承為例，滾動(dòng)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(jī)理分析 | 應(yīng)對(duì)措施 |
|---|---|---|---|---|
| 滾動(dòng)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(kuò)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(dòng)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(shí)，滾道上的一個(gè)特定點(diǎn)進(jìn)入載荷區(qū)，并繼續(xù)穿過一個(gè)區(qū)域，在其離開載荷區(qū)之前達(dá)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(gè)點(diǎn)進(jìn)入和離開載荷區(qū)時(shí)，會(huì)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(shí)間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，會(huì)產(chǎn)生殘余應(yīng)力，導(dǎo)致材料從隨機(jī)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(dòng)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(huì)傳播到滾動(dòng)接觸表面，產(chǎn)生剝落、剝落（點(diǎn)蝕），然后剝落（見圖3）。 |
確保您的軸承適合實(shí)際應(yīng)用條件及其變化（負(fù)載、溫度、速度、錯(cuò)位、安裝等） ? 使用現(xiàn)代、最先進(jìn)的優(yōu)質(zhì)軸承 ? 如果可用，使用高性能級(jí)軸承，可延長(zhǎng)使用壽命 ? 確保相鄰部件的設(shè)計(jì)和制造正確 ? 正確安裝 |
| 接觸表面引起的疲勞 |
表面損傷 ? 潤(rùn)滑減少 ? 滑動(dòng) ? 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(lái)自于滾動(dòng)接觸表面粗糙度的損傷，這通常是由潤(rùn)滑不足引起的。潤(rùn)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(dòng)，潤(rùn)滑將不再是最佳的，潤(rùn)滑劑膜會(huì)減少或變得不足。如果潤(rùn)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(duì)金屬的接觸導(dǎo)致表面凹凸相互剪切，這與滾動(dòng)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(dòng)接觸表面，則所有軸承都有表面引發(fā)疲勞的風(fēng)險(xiǎn)。如果滾動(dòng)接觸區(qū)域發(fā)生滑動(dòng)，風(fēng)險(xiǎn)會(huì)增加。所有滾動(dòng)軸承由于其特定的幾何形狀以及滾動(dòng)元件和滾道在負(fù)載下的彈性變形，在滾動(dòng)接觸區(qū)都會(huì)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(gè)經(jīng)常被忽視的原因是EP添加劑的使用。EP添加劑可能會(huì)變得具有攻擊性，尤其是在高溫下，并會(huì)加速微鍍層。 |
確保您的軸承適合實(shí)際應(yīng)用條件及其變化（負(fù)載、溫度、速度、錯(cuò)位、安裝等） ? 確保潤(rùn)滑充足：正確的潤(rùn)滑劑、正確的數(shù)量、正確的時(shí)間 ? 提高潤(rùn)滑劑的表面分離能力（潤(rùn)滑劑粘度、添加劑、潤(rùn)滑脂配方） ? 定期檢查潤(rùn)滑劑質(zhì)量 ? 減少污染（改進(jìn)密封、濾油） |
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| 磨損Wear | 磨粒磨損 |
材料的逐步清除 ? 潤(rùn)滑不足 ? 污垢顆粒（污染物）進(jìn)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(huì)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(rùn)滑不足或固體污染物的進(jìn)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(huì)破壞軸承的微觀幾何結(jié)構(gòu)，因?yàn)槟p顆粒會(huì)進(jìn)一步降低潤(rùn)滑劑的有效性。磨料顆?？梢钥焖倌p套圈和滾動(dòng)元件的滾道，以及保持架凹槽。磨損的深度也可以看出。（振動(dòng)也會(huì)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(rùn)滑不足造成的。這允許金屬計(jì)量接觸，從而導(dǎo)致粗糙體的磨損和塑性變形。表面可能會(huì)變得非常有光澤——這一切都取決于顆粒的大小、硬度和運(yùn)行時(shí)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(huì)超出凹凸，嚴(yán)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(jī)油粘度過低，機(jī)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(qǐng)?jiān)黾訚?rùn)滑劑的粘度并定期監(jiān)測(cè)潤(rùn)滑劑的清潔度。 |
考慮到運(yùn)行條件，確保適當(dāng)?shù)拿芊獠贾玫轿?/p> ? 確保潤(rùn)滑充足：正確的潤(rùn)滑劑、正確的數(shù)量、正確的時(shí)間 ? 定期檢查潤(rùn)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(fù)載 |
粘著磨損是一種與潤(rùn)滑劑相關(guān)的損傷，發(fā)生在相對(duì)滑動(dòng)的兩個(gè)配合面之間。其特征是材料從一個(gè)表面轉(zhuǎn)移到另一個(gè)表面（涂抹）。它通常伴隨著摩擦熱，有時(shí)會(huì)對(duì)配合表面進(jìn)行回火或重新硬化。摩擦熱會(huì)產(chǎn)生局部應(yīng)力集中，這可能會(huì)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(duì)滑動(dòng)速度必須遠(yuǎn)高于由軸承幾何形狀和滾動(dòng)接觸區(qū)域中的彈性變形引起的微滑移。 |
? 確保軸承負(fù)載充足 ? 確保密封裝置有效運(yùn)行 ? 考慮縮小軸承尺寸 ? 驗(yàn)證潤(rùn)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(wú)效的密封裝置會(huì)使?jié)駳狻⑺颓治g性液體污染物進(jìn)入軸承。當(dāng)液體污染物的數(shù)量超過潤(rùn)滑劑充分保護(hù)鋼表面的能力時(shí)，就會(huì)形成鐵銹。 |
確保軸承裝置得到充分保護(hù) ? 考慮在操作環(huán)境方面使用密封軸承 ? 確保潤(rùn)滑充足：正確的潤(rùn)滑劑、正確的數(shù)量、正確的時(shí)間 ? 在安裝軸承之前，不要打開軸承的包裝 ? 充分保護(hù)安裝的軸承 |
| 摩擦腐蝕（微動(dòng)腐蝕） |
配合部件之間的微運(yùn)動(dòng) ? 凹凸粗糙的氧化 ? 粉末狀銹蝕/材料損失 ? 發(fā)生在傳輸負(fù)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(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，就會(huì)發(fā)生微動(dòng)腐蝕。微動(dòng)通常是由配合過松或形狀不準(zhǔn)確引起的。相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(shí)，這些顆粒會(huì)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(dòng)腐蝕，軸承環(huán)可能無(wú)法得到均勻支撐，這可能會(huì)對(duì)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(jī)械加工 ? 確保軸承座符合尺寸和幾何規(guī)格（即使在機(jī)器大修后） ? 在松動(dòng)配合的情況下，考慮在其中一個(gè)軸承表面上涂抹防微動(dòng)膏或涂層 |
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| 摩擦腐蝕（摩擦腐蝕壓痕） |
滾動(dòng)元件/滾道接觸面積 ? 微運(yùn)動(dòng)/彈性變形 ? 振動(dòng) ? 腐蝕/磨損轉(zhuǎn)為有光澤或紅色凹陷 ? 靜止時(shí)：在滾動(dòng)元件節(jié)距處 ? 旋轉(zhuǎn)時(shí)：平行“凹槽” |
由于彈性接觸件在循環(huán)振動(dòng)下的微運(yùn)動(dòng)和/或彈性，在接觸區(qū)域中發(fā)生假鹽水化。根據(jù)振動(dòng)強(qiáng)度、潤(rùn)滑條件和負(fù)載，可能會(huì)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(dòng)元件節(jié)距處。油脂潤(rùn)滑應(yīng)用中的假鹵水通常為紅棕色，而油潤(rùn)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(duì)滾動(dòng)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(dòng)中 ? 考慮安裝減振墊 ? 使用具有防鹽水性能的潤(rùn)滑劑 ? 定期輪換備用機(jī)器 ? 在振動(dòng)應(yīng)用中使用適當(dāng)?shù)妮S承設(shè)計(jì) |
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| 電蝕（Electrical erosion） | 瞬時(shí)電流過大電蝕 |
材料的逐步清除 ? 高電流：火花 ? 極短時(shí)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(dòng)元件從一個(gè)環(huán)傳遞到另一個(gè)環(huán)時(shí)，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(dòng)元件的旋轉(zhuǎn)，材料熔化并因此斷裂的地方也會(huì)形成凹坑。滾動(dòng)元件上多余的材料會(huì)磨損。外觀：滾道和滾動(dòng)元件中的凹坑。有時(shí)在滾珠軸承滾道中可以看到鋸齒狀燒傷。滾道和滾動(dòng)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(qiáng)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(qiáng)度相對(duì)較低，也會(huì)發(fā)生這種情況 |
使用對(duì)稱布線 ? 確保定子和轉(zhuǎn)子正確對(duì)齊 ? 使用絕緣軸承 ? 確保正確安裝接地連接 |
|
| 塑性變形 | 過載變形 |
靜態(tài)或沖擊載荷 ? 滾動(dòng)元件節(jié)距處的塑性變形凹陷 ? 處理?yè)p壞 ? 局部過載 ? 堅(jiān)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(lái)都是一樣的，這就是為什么它們被組合成一個(gè)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(xì)遵循安裝程序和說明 |
| 顆粒壓痕 |
局部過載 ? 顆粒過度滾動(dòng)：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(rùn)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(dòng)元件過度滾動(dòng)時(shí)，它會(huì)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(huì)引發(fā)疲勞。當(dāng)疲勞水平達(dá)到某一點(diǎn)時(shí)，會(huì)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?lái)保護(hù)軸承 ? 確保潤(rùn)滑充足：正確的潤(rùn)滑劑、正確的數(shù)量、正確的時(shí)間 ? 切勿使軸承掉落 ? 小心處理軸承 |
|
| 斷裂和開裂 | 過載斷裂 |
確材料以外的應(yīng)力集中抗拉強(qiáng)度 ? 沖擊/過度應(yīng)力 |
當(dāng)應(yīng)力集中超過材料的抗拉強(qiáng)度時(shí)，就會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)制斷裂。局部過載和過度應(yīng)力是造成強(qiáng)迫斷裂的兩個(gè)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(xì)遵循安裝程序和說明 ? 切勿對(duì)軸承使用強(qiáng)力或通過滾動(dòng)元件施加安裝力 |
| 疲勞斷裂 |
超過疲勞強(qiáng)度彎曲不足 ? 裂紋萌生/擴(kuò)展 ? 最終強(qiáng)制斷裂 ? 環(huán)和籠 |
當(dāng)材料在循環(huán)彎曲下超過疲勞強(qiáng)度時(shí)，疲勞斷裂就開始了。反復(fù)彎曲會(huì)導(dǎo)致發(fā)際裂紋，這種裂紋會(huì)一直擴(kuò)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(duì)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(jìn)行安裝 |
|
| 熱裂化/裂解 |
大量滑動(dòng)和/或潤(rùn)滑不足 ? 高摩擦熱 ? 與滑動(dòng)方向成直角的裂縫 |
兩個(gè)相互滑動(dòng)的表面產(chǎn)生摩擦熱。如果滑動(dòng)是實(shí)質(zhì)性的，熱量會(huì)導(dǎo)致裂紋，裂紋通常與滑動(dòng)方向成直角。 |
潤(rùn)滑滑動(dòng)表面或涂覆涂層以降低局部峰值溫度 ? 確保潤(rùn)滑充足：正確的潤(rùn)滑劑、正確的數(shù)量、正確的時(shí)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(dòng)軸承故障樹分析
結(jié)合典型滾動(dòng)軸承，使用PosVim軟件建立了滾動(dòng)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(dòng)軸承的故障樹模型。
軸承故障樹完整模型.png)
圖1 滾動(dòng)軸承故障樹完整模型
軸承故障樹模型（部分）.png)
圖2 滾動(dòng)軸承故障樹模型（部分）
軸承故障樹模型2（部分）.png)
圖3 滾動(dòng)軸承故障樹模型（部分）
四、滾動(dòng)軸承壽命預(yù)測(cè)
（1）壽命預(yù)測(cè)模型
通常情況下，使用額定壽命L_10作為軸承性能的一個(gè)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(dòng)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(dòng)體數(shù)
`α`——是公稱接觸角
`i`——是滾動(dòng)體列數(shù)
`D_w`——球公稱直徑，mm
向心球軸承徑向當(dāng)量動(dòng)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(dòng)載荷系數(shù)
向心球軸承的基本額定壽命計(jì)算公式：
`L_10=(C_r/P_r )^3`
（2）壽命調(diào)整因子
對(duì)于現(xiàn)代高質(zhì)量軸承，在給定的應(yīng)用中，計(jì)算的基本額定壽命可能與實(shí)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(fù)載和軸承尺寸，還取決于各種影響因素，包括潤(rùn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)行修正
`L_(nmh)=10^6/(60n) L_(nm)`
`C`——基本額定動(dòng)載荷
`P`——等效動(dòng)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(dòng)軸承。
（3）滾動(dòng)軸承壽命預(yù)測(cè)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(jì)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(cè)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(jì)算得到`Y=1.82`
從而計(jì)算得到徑向當(dāng)量動(dòng)載荷`P_r=0.56*3500+1.82*1000=3780N`計(jì)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(shí)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(dòng)軸承 | 0.7 | 1.3 | 3.5 | 375（9000h） | 2083（49992h） | 5208（124992h） |
| 滑動(dòng)軸承 | 0.7 | 1 | 3 | 417（10008h） | 2083（49992h） | 5958（142992h） |
KOYO公司給出的不同應(yīng)用場(chǎng)景的軸承壽命值：
| 應(yīng)用環(huán)境 | 應(yīng)用場(chǎng)景 | 推薦軸承壽命（小時(shí)） |
|---|---|---|
| 短時(shí)間或間歇性操作 | 家用電器、電動(dòng)工具、農(nóng)業(yè)設(shè)備、重型起重設(shè)備 | 4000 ? 8000 |
| 非長(zhǎng)時(shí)間持續(xù)時(shí)間工作，但需要穩(wěn)定運(yùn)行 | 家用空調(diào)電機(jī)、建筑設(shè)備、輸送機(jī)、電梯 | 8000 ? 12000 |
| 間歇性工作，但長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行 | 軋機(jī)輥頸、小型電機(jī)、起重機(jī) | 8000 ? 12000 |
| 工廠使用的電機(jī)，通用齒輪 | 12000 ? 20000 | |
| 機(jī)床、振動(dòng)篩、破碎機(jī) | 20000 ? 30000 | |
| 基本用途的壓縮機(jī)、泵、齒輪 | 40000 ? 60000 | |
| 每日運(yùn)行超過8小時(shí)或連續(xù)延長(zhǎng)運(yùn)行 | 自動(dòng)扶梯 | 12000 ? 20000 |
| 離心分離器、空調(diào)、鼓風(fēng)機(jī)、木工設(shè)備、客車軸頸 | 20000 ? 30000 | |
| 大型電機(jī)、礦井提升機(jī)、機(jī)車軸頸、鐵路機(jī)車車輛牽引電機(jī) | 40000 ? 60000 | |
| 造紙?jiān)O(shè)備 | 100000 ? 200000 | |
| 24小時(shí)運(yùn)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(guó)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(guó)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(shí)間）。
| 應(yīng)用環(huán)境 | 失效率（E-6） | 壽命值（小時(shí)） |
|---|---|---|
| 機(jī)載環(huán)境 | 8.26 | 121065 |
| 攻擊機(jī)環(huán)境 | 0.15 | 6666666 |
| 艦載環(huán)境 | 2.14 | 467289 |
| 機(jī)載無(wú)人艙 | 7.7 | 129870 |
| 旋翼直升機(jī) | 86.18 | 11603 |
六、軸承的設(shè)計(jì)與分析
（1）軸承選擇
已知某型貨車需要選用軸承進(jìn)行設(shè)計(jì)，靜態(tài)軸向載荷`G_00=24525kN`(25噸)，輪對(duì)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(gè)130X240的軸承，該軸承額定動(dòng)載荷為101000kN。外圈滾道角度為0度?？讖綖?30mm，外徑240mm，寬160mm。
軸箱載荷計(jì)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(jì)算：`F_r=K_r+2f_c K_a=12204kN`
等效動(dòng)態(tài)載荷：`P=F_r`
軸承額定壽命計(jì)算：`L_10=(C/P)^(10/3)=(101000/12204)^(10/3)=1146`百萬(wàn)轉(zhuǎn)
換算為公里為：`L_(10s)=π*L_10*D_w/1000=3.2`百萬(wàn)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(jī)理仿真分析等等。具體如何進(jìn)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(jìn)行的軸承接觸仿真分析。
圖5 X方向位移
力.png)
圖6 X方向應(yīng)力
力.png)
圖7 Y方向應(yīng)力
力.png)
圖8 Z方向應(yīng)力
力.png)
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(yàn)機(jī)上，按照試驗(yàn)載荷為徑向當(dāng)量載荷`F_r`=3395N；試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為`n`=1000 r／min的試驗(yàn)條件進(jìn)行疲勞壽命試驗(yàn)，所得到的疲勞壽命試驗(yàn)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(jì)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(jìn)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(guó)內(nèi)外主要軸承生產(chǎn)商
國(guó)際上著名的軸承公司，國(guó)外的包括SKF、FAG、TIMKEN、NSK、NTN、KOYO、NACHI、GM、SCHATZ等的產(chǎn)品，國(guó)內(nèi)的包括人本軸承、瓦軸ZWZ、萬(wàn)向、洛軸LYC、哈軸、天馬、西北軸承、襄軸、龍溪軸承、晉西軸承、光陽(yáng)軸承、寶塔軸承、XCC、長(zhǎng)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(jī)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(duì)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(duì)于航天器應(yīng)用來(lái)說是一個(gè)特別麻煩的問題，因?yàn)榘l(fā)射過程中的高振動(dòng)可能會(huì)導(dǎo)致軸承損壞。因此，工程設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu)正在評(píng)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。