为有效地追踪了解YZ14压路机的可靠性，我们特对投放成都地区市场的YZ14压路机进行全面跟踪了解，记录收集分析考核可靠性方面的指标，以达到真实反映该产品可靠性的目的，为该产品技术鉴定及进一步改进完善提供依据。
    在进行追踪的YZ14振动压路机中，有一台压路机在工作时间累计达300h后振动轮产生尖叫的异响声，有一台压路机在用户连续作业振动时间超过8h后便产生振动轴承温升过高的现象，不能达到热平衡状态，同时伴有振动频率下降的现象。经对两台压路机振动轮解体分析研究，发现振动轴承内圈靠偏心块一端的半圈滚道上出现疲劳剥落，产生麻点，振动轴承已经失效。为此，我们把提高振动轴承寿命，避免振动轴承过早失效作为技术课题加以研究。
一、振动轮工作原理简介
　　振动压路机靠振动马达以1800r/mm的高速旋转振动轴，使安装在振动轴上的偏心块产生离心力，巨大的离心力使振动轮产生强烈振动来压实路基和路面,振动轮的结构原理如图1所示。振动轮左右两端的悬架通过橡胶减振块与前车架左右连接,振动轮可以相对悬架自由转动。振动轮幅板内有两个油腔室A,装有带偏心块的左右振动轴支承在振动轴承上,左右振动轴由中间轴相连接,左右油腔中的两个偏心块处于相同相位上。右振动轴的外端通过连接套与振动液压马达连接,靠马达带动振动轴作高速旋转,实现振动。振动轮中的偏心块旋转时搅动油腔中的润滑油,形成飞溅润滑,从而起到润滑和冷却振动轴承的作用。

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与一般机械传动中所用轴承相比,压路机振动轴承的工作是十分恶劣的,它需要承受由偏心块所产生的离心力和振动轮自重复合作用下所受到的冲击,而且这种载荷通常以30HZ左右交变频率作用。轴承被密封在振动腔内,靠飞溅润滑,润滑和散热状况受到限制。因此,振动压路机所用的振动轴承必须具备较高的负荷容量和较高的极限转速。如果振动轴承的装配、润滑油性质、清洁度、轴承结构参数等设计选择不当,往往导致轴承过早失效,特别是轴承温度急剧升高,造成烧损或抱死,保持架断裂,滚动体和套圈破碎等现象,严重影响整机的可靠性。 
　　二、振动轴承过早失效的原因分析
　　经研究分析,造成振动压路机振动轴承过早失效的主要原因,有以下方面:
　　⑴振动轴承选型和结构参数不当
　　选择轴承的依据是轴承自身的功能与它所担负的工况相匹配,振动轴承需有较高的负荷容量和较高的极限转速。压路机在转向、凸凹不平的路段进行压实作业时,轴承不仅要承受巨大的径向力,还要承受一定的轴向力。
　　振动压路机所用振动轴承为普通型42000内圈单挡边圆柱滚子轴承,该类型轴承额定动负荷大,但承载能力低,特别是轴向承载能力低,调心性能较差。滚动轴承疲劳剥落、塑性变形和磨损这三种常见的破坏形式中,前两种失效形式分别与轴承的额定动负荷和额定静负荷有直接关系。普通型的42000轴承不仅径向承载能力Er低,而且与轴向承载能力Ea也低,Ea≤Er,若轴向载荷增大,将大大增加滚子端面与滚道侧面之间的磨擦,使轴承温度升高。
　　⑵轴承润滑散热状况不好
　　原结构中振动轴承形成一种不足的润滑,从图1中可以看出,振动轴高速旋转时靠偏心块搅油,润滑油沿偏心块圆周切线飞溅至油腔幅板内壁上,然后沿法兰支座端面滚入轴承体内,这样的润滑不充分,不能将轴承工作产生的摩擦热带走,造成轴承的工作温度升高,润滑油粘度下降,油膜厚度减小,直至出现边界润滑或金属接触摩擦而产生轴承烧损。
　　⑶润滑油的抗热氧化稳定性差
　　润滑油的抗热氧化稳定性对振动轴承润滑有着显著的影响,原采用的润滑油经试验得知,当轴承座温升至80℃左右时,其润滑油油膜建立困难,造成滚柱与滚道出现边界润滑甚至金属接触摩擦,产生剧热,导致轴承座温度急剧上升。
　　⑷油腔室清洁度差
　　原结构中未充分考虑振动轮油腔室A的清洁处理,油腔室中的焊渣、氧化皮未彻底清洁处理,振动轮工作时剧烈的振动易使残留的焊渣、氧化皮等振脱,脱落的杂质易造成振动轴承滚柱与滚道之间摩损严重,导致轴承过早失效。
　　⑸振动轮两端振动轴承座上轴承孔的同轴度未达要求
　　振动轮内的激振器采用偏心块式,工作时振动轴带动偏心块以1800r/min高速旋转,产生高达260KN的离心力(即激振力),巨大的离心力通过四个振动轴承来支承和传递。因此,对振动轮两端轴承孔的同轴度要求相当高。若此同轴度达不到要求,将带来这两方面的影响,一是造成振动轴承游隙减少,使润滑油膜的厚度减少,导致润滑不良而产生大量的摩擦热,二是使轴承内圈与轴承滚柱之间的轴向力增加,引起滚柱稳压区域减小。根据圆柱滚子轴承的使用要求,应严格控制轴向力Fa和径向力Fr的比值,若同轴度超差或要求低,则轴向力Fa增加,使得Fa/Fr比值增大,造成滚柱稳定区域减少,导致滚柱不能正常运转而加剧轴承的摩擦。
　　⑹轴承内圈与轴颈配合,轴承外圈与轴承座孔配合选择不当
　　对于承受径向载荷的振动轴承来说,只有半圈滚动体受力,且在径向力Fr方向上,滚道及滚动体受力最大,为5Fr/Z,其中Z为滚柱数量。对偏心块旋转产生振动的压路机来说,若轴与轴承采用常规的"内紧外松"配合,将产生只有半圈滚道受载,另半边滚道根本不受力的状况,最大受力部位始终不变,加图2所示.偏心块采常用平键固定在振动轴上。因此,对振动轴来说,激振力(即径向力Fr)永远指向轴上的某一固定方向,虽然激振力方向随轴的旋转而在不断变化,但它相对于轴承内圈滚道却是固定不变的,内圈滚道最大受力部位一直不变。合理的径向游隙对振动轴承的寿命影响很大,如果轴承工作的径向游隙增大,则轴承中负荷区将减少,最大滚动体负荷将增加,从而降低轴承寿命。如果减小游隙,尤其在负游隙下轴承发热严重,使用寿命下降更快,根据工作径向游隙与负荷分布参数以及轴承额定寿命之间的关系计算可知,当工作时径向游隙接近零时寿命最长,即原始游隙Co-配合游隙Cp-工作游隙Cg=0。

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 压路机振动轮原结构中轴承与轴颈和轴承座孔配合公差选择不合理,不能满足振动轴承工作时所需的径向游隙。轴承工作时,其温度升高,向内圈的散热条件比外圈差,因而内圈温度高于外圈,使内圈膨胀得多,而外圈膨胀得少,并且外圈膨胀受轴承座孔的限制,引起径向游隙减小,摩擦加大,发热增加,甚至引起轴承烧损。
　　⑺轴承轴向间隙太小
　　在对YZ14压路机振动轮解体后发现,振动轴承内圈端面与外圈上的保持架端面和滚柱端面有较深摩擦痕迹,原结构轴承内圈与外圈轴向间隙设计值为0.1mm～0.2mm,当振动轮工作时温度升高接近80℃状况下，过于偏小的轴向间隙就难以补偿轴的热膨胀伸长量,导致内圈端面与外圈保持架侧面发生摩擦,振动轴高达1800r/min的转速使摩擦处产生尖叫,最终造成振动轴承失效。
　　三、提高振动轴承寿命的改进措施
　　根据前面所述的轴承过早失效原因分析,我们对YZ14振动压路机振动轮部件采取如下改进措施:
　　⑴振动轴承由原来的GB283 4G42322E普通型圆柱滚子轴承改为具有特殊要求的42322EQTU加强型圆柱滚子轴承,轴承实体保持架材料由原来的钢改为青铜,零件特殊要求了回火温度,轴承游隙特选大于轴承现行标准值,加大到0.2mm左右.使轴承的额定动负荷比普通型轴承提高20％～40％,轴向承载能力提高1.3倍左右,大大改善振动轴承的承力状况,使轴承的极限转速得到有效提高,克服由于采用普通型轴承而产生过早失效的现象。
　　⑵在轴承座上增设灌油油道.其结构原理如图3所示。改进的轴承座结构大大改善了轴承的润滑状况,有效解决了轴承润滑不足和散热不好的设计缺陷。

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 ⑶改用运动粘度为28～32厘沲、抗氧化稳定性好的HU-30号汽轮机油为润滑油,较好地解决原来轴承座温升到80℃左右时润滑油膜建立困难的问题,保证滚动体和滚道接触面间能够形成足够薄的油膜。
　　⑷提高振动轮油腔的清洁度。油腔幅板焊接后进行喷丸处理,彻底清除氧化皮、焊渣等残留物,在喷丸后4h内即涂耐油漆,并且在装配过程中采取有效的防尘防锈措施.使振动轴承油腔清洁度得到控制。
　　⑸提高振动轮两端振动轴承座上轴承孔的同轴度,对影响轴承同轴度相关零件和相关尺寸加以控制,并增加必要的垂直度、平行度等形位公差。
　　⑹改进轴承内圈与轴颈、轴承外圈与轴承座孔的配合公差,将内圈与轴颈配合改为M7,外圈与轴承座孔配合改为j6,使振动轴承的径向游隙趋于合理。
　　⑺增大轴承轴向间隙,使振动轴承内圈与外圈之间的轴向间隙增加到1mm～1.2mm,有效解决原来因轴向间隙过小而导致的轴承内圈与外圈相摩擦损坏的问题。
　　四、结论
　　采用上述设计改进措施的YZ14振动压路机样机投入试用后效果较好,振动轮振动轴承尖叫、温升高、过早失效的故障得以解决,从根本上克服了原结构设计中存在的缺陷和隐患。既为该产品质量可靠性的提高提供可靠的保证，同时也为研究振动压路机技术积累经验和提供依据。