摘　要：通過對N203M軸承壽命試驗樣本的觀察與分析，發現70％以上的（de）滾子出現早期疲勞。從分析軸承使用（yòng）中滾子所受載荷與變形的關係入手，找出滾子早期疲勞的原因，並追溯到產品設計的某些（xiē）不足（zú）。提出了從設計到加工製造（zào）的綜合改進（jìn）措施。
　　關鍵詞：滾動軸承；全凸（tū）度滾子（zǐ）；早期疲勞；線接觸；變形量
　　多年來，用戶不斷反應圓柱滾子軸（zhóu）承的使用壽命偏低，且尤以中、小型圓（yuán）柱滾子軸承更為突出。為了查找原因，哈軸公司軸承（chéng）壽命試驗室模（mó）擬（nǐ）用戶使（shǐ）用（yòng）條件，對N203M軸承進行了壽命（mìng）試驗及相應的係（xì）統分析，力圖找出其原因和相應的改進措施。 
　　1　壽命試驗
　　1.1 試驗條件
　　我公司對N203M軸承進行了壽命試驗（yàn），其試驗（yàn）條件為：試驗轉速n=7500r/min，徑向載荷F_r=3350N，計算壽命L_c=100h，潤滑為JH-20噴油循環，試驗機型（xíng）號為ZS-15/30。
　　1.2 試驗結果及分析
　　20套子樣經（jīng）過近4個月的試驗，結果見表1。 　　將表1中的試驗數據，用Z佳線性不變估計法程序進行處理（lǐ），可得以下參數：試（shì）驗額定壽命L₁₀=72h；Weibull斜率α=1；可靠度R=0.79；壽命水（shuǐ）平（統（tǒng）計額定壽命與計算壽命的比值）S=0.72。 
　　從表1中的數據和處理（lǐ）結果可知，本批軸（zhóu）承的壽命水（shuǐ）平較低，試驗額定壽命僅為計（jì）算壽命的0.72倍。外（wài）滾道疲勞概率為 18.1％；內滾道（dào）疲勞概率為45.4％；滾（gǔn）子疲勞概率為72.6％；顯然，滾子（zǐ）的早期疲勞是導致圓柱滾子軸承壽命偏低的主要（yào）原因（yīn）。仔細觀察疲勞破壞的滾子，發現多數是在邊緣出現疲勞（láo）剝落。為了排除其（qí）他因素，對滾子進行了硬度（dù）及金相組織檢驗（yàn）分析，結果（guǒ）表明：硬度值、淬回火組織（zhī）級別和非金屬夾雜物的含量（liàng）等均（jun1）符（fú）合國家標準。
　　2　早期疲勞原因分析
　　N203M 軸承的外圈、內圈及滾子的成品零（líng）件圖如圖（tú）1所示。該軸承采用的是Ø5.5mm×5.5mm全凸度滾子，其凸度量為 0.004mm。本次N203M軸承壽命試驗（yàn），其徑向載荷為F_r =3350N，在該載荷作用下，滾子產生的變形（xíng）量按（àn）下式計算^[1] ： 　　式中：
　　Q_max為滾子承受的Z大載荷；F_r為徑向外載荷；Z為滾動（dòng）體（tǐ）數量（查產（chǎn）品圖可（kě）得）；L_y為滾子與滾道的（de）有效接觸長度。有效接（jiē）觸長度，應取（qǔ）內（nèi）滾道有效寬度、外滾道有效寬度和滾子有效長度三者中的Z小值。因此由（yóu）表2可（kě）見應取內滾道有效寬度的平均（jun1）值4.55mm。  　　將F_r=3350N，Z=10，L_y=4.55mm代入得δ=0.0083mm。
　　顯然，該變形量已大大超過（guò）了N203M軸承滾子的凸度量0.004mm。由此可見（jiàn），N203M軸承雖然采用的（de）是全凸度滾子，但在工作（zuò）中，隨著載荷的加大（dà），當滾子的（de）彈性變形超過凸度量時，滾子與滾道變成了線接觸，且產生邊（biān）緣應（yīng）力集中（圖2）。雖然該邊緣應力值較直素線（xiàn）滾子（zǐ）的邊緣應力值小很多。但其仍然是導致滾子70％以上在邊緣出現疲（pí）勞剝落的（de）原因。 　　N203M軸承的滾（gǔn）子現（xiàn）有（yǒu）的凸度量（liàng）能夠承受的載荷可按以下步驟推算。
　　將δ=0.004mm代入（1）式得
　　Q_max=683.5N
　　將其代入（2）式得
　　F_r=1486N
　　這（zhè）就是說，N203M軸承滾子現有的凸度量Z大能（néng）承受1486N的（de）載荷（hé）。一旦超過，接觸區將產生（shēng）邊（biān）緣應力集中。
　　3　改進建議
　　為了改善（shàn）滾子早期疲勞的現狀，提（tí）高軸承壽命。需從設（shè）計（jì）、加工和使（shǐ）用（yòng）3個（gè）方麵（miàn）做如下（xià）改進。
　　（1）適度加大滾子的凸度修正量，以提（tí）高滾子的（de）承載能力，減少（shǎo）邊緣應力集中。
　　（2）提高滾子的柔度，以減少邊緣應（yīng）力集中。
　　可通過在滾子的兩端各加工出一個如圖（tú）3所示，軸向（xiàng）剖麵呈半圓形、半（bàn）橢圓形和等腰梯形的孔，提高滾子的柔度。 　　（3）適度增加有效接觸長度。如（rú）增加滾子（zǐ）長度，減少（shǎo）擋邊（biān）厚度，嚴（yán）格控製油溝尺寸等。
　　（4）計算（suàn）出每種規格（gé）的圓柱滾子軸承采用的 滾（gǔn）子的凸度修正量所對應的載荷的Z大極限值，並標注在《軸承樣本》上，以便用戶使用時參考（kǎo）。
　　4　結束（shù）語
　　試驗結果表明，造成滾子早期疲勞的根本原因是全凸度滾子的凸度量遠小於軸承工作狀態下滾子的（de）變形量，使滾子重新產生邊緣應力集中（zhōng），通過改進設計等措施，取得（dé）了較好效（xiào）果。
　　參考文獻（xiàn）：
　　[1]阿•帕爾（ěr）姆格（gé）林.滾動軸（zhóu）承工程學[M].姚鬆官,譯.洛陽:洛陽農（nóng）機學院,1981.
　　[2]Harris TA。Rolling Bearing Analysis[M].4th ed.John Wiley & Sons.Inc.2006.