货车197726型滚动轴承典型失效分析

相对于外圈降低了 58. 5% 。或者说, 前面计算的内圈 每分钟所受应力循环次数应折算为 h内 , 即 h内 = h内 / 0. 585= 407 8( 次) 。
从上述计算数据可以看出, 在同样应力状态下, 外 圈顶部应力循环次数相当于比内圈每分钟多 652 次。
所以, 疲劳剥离多发生在外圈滚道上。
K 1、K 2 —— 系数, K 1= 0. 5〔t an( -
co t( - )
) - tan 〕
时 间
表 2 段修货车滚动轴承故障调查统计表 轴 号 轴承装用时间 外观特征 轴承破损情况
K 2= 0. 5〔t an( - ) + tan 〕 cot( - )
其中: —— 轴承外圈滚道锥角, 即接
甩油 剥离 143×43×3. 5 后排保持架碎 8 块
甩油
0. 6
前排保持架碎 17 块
甩油
剥离 120×60×3 后排保持架碎 36 块
甩油
1. 0
前排保持架碎 4 块
异音
2. 0
前排保持架碎 5 块
甩油
1. 7
前排保持架碎 5 块
轴承装用 红外线测温
时间
/℃
1996. 8
正常
1996. 7
32. 1
铁路货车滚动轴承的技术状态, 是影响铁路行车 安全、车辆寿命的重要因素之一。
1 失效件的统计分析及其主要失效模式
天津铁路分局对其所属 4 个有关单位的 116 套轴
承检修记录和近 2 a 发生的滚动轴承热、切轴事故进 行了统计和分析, 结果见表 1～表 3。
通过上述统计分析可以发现, 197726 型滚动轴承 的主要失效模式有 6 种: 保持架裂损、剥离、密封失效、 滚子擦伤、密封座裂及外圈裂损。
( 1)
= ! ∀内 / ! ∀外
货车 197726 型滚动轴承典型失效分析 周东良
= 0. 096 9/ 0. 074 4= 1. 141 轴承的疲劳寿命与接触应力有如下关系:
L a=
M
/
P
s 0
( 4)
式中: L a——轴承以应力循环数计算的疲劳寿命;
M —— 轴承取决于材料和其他因素的固定系数; P 0——滚动体与内外圈滚道间最大接触应力; s——试验指数, s= 6. 67。 则 L a内/ L a外 = 〔P 0外/ P 0内 〕s= ( 1/ 1. 141) 6. 67= 0. 415 由于内圈比外圈接触应力大, 所以内圈疲劳寿命
—— 圆锥滚子的半锥角, 2 = 2°20 ′,
计算得: K 1= 0. 434, K 2 = 0. 563, h外 = 4 739 ( 次) , h内= 2 391 ( 次) 。
由此可知, 轴承外圈滚道上的一点的 接触应力, 每分钟变化 4 739 次; 内圈滚道 上 的一点的接触应力, 每分钟变化 2 391 次, 两者相差 2 348 次。
C 62A4441878
表 1 运用货车滚动轴承故障调查统计
轴承位置
5位 4位 6位 8位 7位 8位 7位 4位 4位 5位
外观特征
车轮擦伤深度 / mm
轴承破损情况
甩油
1. 2
后排保持架 22 块
甩油
凹入 2. 0
前后排保持架碎 34 块
密封罩脱
0. 7
前排保持架碎 12 块
2. 1 保持架裂损 在货车运用中发生的滚动轴承故障中, 保持架裂
损占 80% 以上。保持架裂损主要发生在大端面与窗梁 交界处, 裂纹扩展方向与轴线方向成 20°～60°夹角。当 裂纹继续扩展与大端面完全裂通时, 就会造成大端面 的缺损, 使此处两窗梁的强度迅速降低, 进而导致窗梁 的裂损、脱落。这一点, 可从窗梁与小端面的断痕( 多数 与窗梁垂直) 上得到证实。
40′,
——滚动体与外圈滚道的接触角, = 10°。
计算得: !∀内 = 0. 096 9, !∀外 = 0. 074 4。
同一轴承内外圈受最大滚子接触应力之比为:
P 0内/ P 0外= 190. 6 ( Q ×! ∀内/ L ) 190. 6 ( Q ×! ∀外/ L )
h外 = n·Z·K 1 ·32·
当车轮出现长度为 50 mm 的擦伤后, 如继续运行, 就
会出现早期剥离。
另外, 润滑脂缺少、变质, 轴向游隙过小, 也是造成 滚子滚动面、滚道剥离的原因之一。
2. 3 密封失效
密封失效有 2 种形 式: 油封失效, 造成 轴承甩 油, 雨水、粉尘等杂质侵入轴承内; 密封罩松动, 造成
轴承甩油, 密封罩与前盖或后挡摩擦。
轴承内外圈滚道上接触应力的大小, 随接触处曲率的不同而不同。由文献[ 2] 可 知, 受最大负荷滚子的接触应力为:
P 0= 190. 6 ( Q ×! ∀/ L )
时 间
表 3 滚动轴承一般检修故障统计
套
( 3)
单 位
检修 量
过 期
保持架 滚子 滚子擦 外圈滚 尺寸 侧隙大 剥离 伤锈蚀 道剥离 超限
+
2co s Di
i
! ∀外=
2cos Db
-
2co s De
其中: D i ——内圈滚道直径, D i= 155 mm ,
D e ——外圈一侧滚道直径, D e= 202. 6 m m,
D b —— 圆 锥 滚 子 平 均 直 径, D b = 23. 776
m m,
i —— 滚动体与内圈滚道的接触角, i= 7°
[ 1] 可知, 当车轮擦伤长度为 50 m m 时, 冲击载荷比静 载荷大 3 倍。滚动轴承额定寿命计算公式为:
L = ( C/ P ) #
( 5)
式中: L ——额定寿命;
C ——额定动载荷; P —— 轴承所受的当量动载荷; #——寿命系数, 对滚子轴承 #= 10/ 3。
从式( 5) 可以看出, 当轴承所受的径向动载荷较正 常状态动载荷增大时, 实际轴承寿命就会降低。因此,
日 期
车 号
1999. 2. 3 1999. 2. 15 1999. 2. 11 1999. 2. 24 1999. 3. 22 1999. 3. 27 1999. 3. 28 1999. 4. 1 1999. 4. 3 1999. 4. 6
1998. 10. 10
C 62B4621123 C 62B4564981 B67001535 C 62B4622999 C 654185695 C 62A4412156 N 17A5060145 C 624109948 C 62B4608941 C 62A4528161
2. 2 剥离 滚子滚动面、内外圈滚道剥离, 是滚动轴承疲劳失
效形式之一。滚子滚动面、内外圈滚道剥离的特征是工 作面产生金属片状剥落, 具有一定的深度和面积, 表面 呈现凹凸不平鳞状。从表 2、表 3 可以看出, 滚动轴承 的这种失效形式多发生在外圈滚道上, 滚子表面较少, 内圈滚道上更少。这是因为滚动轴承的内圈随车轴转 动, 受力部分是变化的; 而外圈安装在承载鞍上不动 ( 允许有微量蠕动) , 受力部分是一个固定区域。
9301 83251 17554
3276 4067 30523 4092 24432 2670 45216 3211 6603 0126
1996. 8 1998. 3 1995. 10 1997. 3 1996. 6 1997. 10 1996. 8 1995. 12 1996. 2 1996. 4 1994. 12 1993. 12 1997. 12
滚子滚动面、内外圈滚道剥离的主要原因是货物
超载和材质不良。在目前的运用货车中, 敞车超载现象
最多, 如 1998 年 12 月 15 日, 我们在南仓站抽查该站
编发的 1 列货车, 45 辆敞车中有 4 辆超载, 最多的超
载 13. 2 t 。表 1 中敞车所占比例之高, 也证明了这一 点。
冲击载荷增大也是造成剥离的重要原因。由文献
通过计算也可以看出内外圈疲劳寿命的差别。假 定 货车车 速 v = 80 km / h, 相 当于 车轴 转速 n = 520 r/ m in( 以车轮平均直径 820 mm 计) 。由文献[ 2] 可知, 在此种工况下, 轴承内外圈滚道上的一点的接触应力 每分钟变化次数为:
! ∀内=
2cos Db
·3 1·
铁道车辆 第 37 卷第 11 期 1999 年 11 月
牲了保持架的窗梁宽度。同时窗梁与端面过渡圆弧太 h内= n·Z·( 2 / 360) ·K 2
( 2)
小( 仅为 0. 5 m m) , 容易发生应力集中现象。
式中: n—— 轴承转速;
此外, 保持架材质不良和制造缺陷也是造成保持
保 持架裂 损的 另一 原因 是设 计强 度较 低。 1977 26 型滚动轴承设计上把滚子直径和滚子数尽可能加大, 使得保持架窗梁宽度减少, 与同类型轴承相比强度较 低。根据美国和日本轴承制造厂家的设计经验, 铁路滚 动轴承滚子中心之间的距离与滚子大端直径之比应在 1. 2～1. 25 之间。而 197726 型滚动轴承为 1. 13。虽能 满足滚动轴承计算寿命 100 万 km 的设计要求, 却牺
1995. 11
35. 2
1997. 11
32. 8
1996. 9
34. 0
1996. 6
33. 6
1996. 8
30. 4
1997. 2
36. 2
1995. 3
正常
1997. 11
29. 8
1位
热切
0. 2
后排保持架全碎, 外圈碎 成 4 块, 滚子磨损
1995. 8
正常
2 主要失效模式的形貌特征及失效机理
其他
式中: Q ——滚子承受的最大载荷; L —— 滚子有效接触长度;