張振強，楊兵華，趙洋，胡敬原，白陽

(1.洛陽軸承研究所有限公司，河南 洛陽 471039；2.中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002)

某型航空發(fā)動機燃氣渦輪軸前端支點軸承具有高轉速、高dm·n值、高工作溫度、載荷跨度大等工況要求，軸承的設計、制造難度大，為保證裝機安全，考核軸承的性能、壽命等是否滿足發(fā)動機要求，需在試驗機上進行50 h的性能試驗及1 500 h的壽命試驗，為軸承的裝機使用提供試驗依據[1-2]。

1 試驗條件

如圖1所示，試驗軸承結構形式為雙半內圈三點角接觸球軸承，型號為C276909。軸承內徑為φ46 mm，工作轉速范圍(36 000～45 000)r/min，超轉轉速為47 250 r/min，dm·n值最高為2.13×106mm·r·min-1；軸承采用噴射潤滑，由2個噴嘴供油，供油溫度為80 ℃，每個噴嘴的供油流量為(0.641～0.691) L/min。

圖1 試驗軸承結構

根據要求，需對軸承進行性能試驗和耐久性試驗。性能試驗包括超轉、斷油、輕載、重載等項目，主要考核軸承在極限狀態(tài)下的工作性能，試驗時間為每套軸承50 h，共試驗3套軸承。耐久性試驗用于考核軸承的使用壽命，試驗時間為每套軸承1 500 h，共試驗2套軸承。

試驗測試項目包括：轉速、載荷、供油壓力、供油溫度、回油溫度、軸承座振動、軸承外圈溫度等。

2 試驗方案設計

根據試驗要求，選用某型專用軸承試驗機進行試驗，其最高轉速為63 000 r/min，拖動功率55 kW，最大載荷為25 kN，最高滑油溫度150 ℃，各項技術指標均滿足試驗要求。

試驗機主要由主體部件、試驗件潤滑系統、設備潤滑系統、液壓加載系統、測試系統、控制系統、報警保護系統等組成。試驗轉速、載荷采用自動控制，供油壓力、供油溫度等采用手動控制。所有試驗參數由計算機自動采集、存儲。

2.1 改進前的試驗方案

各試驗參數的測量、控制方式和精度等由試驗機的特性決定，與其他試驗基本相同，均可滿足試驗技術要求的規(guī)定，在此不做詳細描述。

試驗方案的設計主要指試驗軸承轉接段的設計，包括試驗軸系結構、軸承安裝座結構、潤滑噴嘴結構、陪試軸承的選擇、加載方式、回油、密封結構等方面的設計。試驗轉接段設計影響試驗轉子的動力學特性及溫度特性，是試驗能否成功的關鍵。轉接段的設計原則是盡量模擬軸承工作狀態(tài)下的安裝、配合、載荷、潤滑條件，并使試驗轉子的工作轉速遠離其臨界轉速，降低振動，提高試驗時轉子的穩(wěn)定性[3]。

試驗機采用液壓油缸加載，載荷大小由電液比例閥控制。潤滑系統為試驗軸承和陪試軸承提供潤滑油。采用變頻電動機拖動，通過增速器增速后帶動試驗軸系旋轉，并由變頻器控制轉速。

如圖2、圖3所示，試驗軸采用簡支結構，兩端的試驗軸承安裝在軸承座上，右端試驗軸承的軸承座固定在試驗箱體上，起到為試驗軸軸向定位的作用；左端試驗軸承的軸承座與外襯套之間采用間隙配合，軸承座可在外襯套內滑動，軸向載荷施加在該軸承座上，通過左端試驗軸承傳遞給試驗軸，再作用到右端試驗軸承上，2套試驗軸承承受的軸向載荷相同。中間徑向加載軸承采用外圈為三瓣波結構形式的滾子軸承，其位于兩試驗軸承的中心處，作用在該軸承上的徑向載荷平均分配于兩端的試驗軸承，從而保證2套試驗軸承承受的載荷條件一致。3套軸承分別用螺母壓緊，鎖片止動(試驗軸上開鎖片槽)。試驗箱體采用上、下剖分結構，以便于安裝調試。

2.2 試驗過程

零件加工完成后，按要求進行試驗轉接段裝配及調試試驗。調試時出現軸承溫度偏高、軸承座振動偏大、噪聲大等問題。在45 000 r/min時，試驗軸承外圈溫度高達170 ℃，試驗箱體振動高達140 m/s2且不穩(wěn)定。另外，停車后(箱體未冷卻前)手動盤車時發(fā)現試驗軸存在卡滯現象，載荷越大，卡滯越明顯，經驗表明試驗無法繼續(xù)進行。

圖2 改進前的試驗軸系結構

圖3 改進前的試驗方案

2.3 故障分析

根據試驗過程中的問題，建立問題故障樹，如圖4所示，從軸承質量、試驗機、試驗工裝、試驗方法等角度依次尋找故障原因。

圖4 故障樹

軸承質量方面，由軸承加工廠從設計、材料、加工、檢測等逐步排查，與相關標準進行對比，結果表明試驗軸承各項性能指標均符合要求。

試驗機角度，檢測試驗軸與增速器輸出軸的對中性，試驗軸承的潤滑情況以及整個軸系的裝配是否滿足要求。采用激光對中儀檢查試驗軸與增速器輸出軸的同軸度，結果表明同軸度符合要求(≤0.02 mm)；打開箱體上蓋，啟動潤滑系統檢查各個噴嘴，結果表明噴油位置正確；將試驗軸從箱體中取出，對軸上各零件的裝配位置進行檢查，各零件位置正確，不存在裝配不到位的情況；通過以上檢查，排除了裝配、潤滑、不對中等對試驗的影響。由于加工工藝和焊接水平存在問題，箱體各焊縫沒有焊透，受熱時箱體各部位的變形不均勻，導致兩試驗軸承的安裝孔不同心，可能導致軸承卡滯。

試驗工裝方面，對軸系各個零件進行檢查，與軸系尺寸鏈，各零件尺寸、形位公差等進行比對，結果表明均滿足設計要求。

試驗方法方面，主要從陪試軸承的選用以及各個軸承的布局等角度進行分析。在手動盤車時發(fā)現，中間加載軸承外襯套存在偏擺和平移現象，擺動和移動的幅度較為明顯。軸換向轉動時，外襯套的移動方向也出現變換，說明試驗機運轉時加載軸承的外圈存在擺動和平移?；谵D速、載荷等因素的考慮，本次試驗的加載軸承選取與試驗軸承同機型的滾子軸承，其外圈為三瓣波結構形式。外圈滾道不是圓柱面，圓周面上存在3個高點，同時滾子表面存在凸度。當徑向載荷不是正好作用在凸度的高點時(這種情況不可能長期穩(wěn)定存在)，軸承的外圈偏擺就不可避免(當外圈平移到一定位置時，徑向加載油缸桿會限制其繼續(xù)移動)，從而導致軸承的振動變大。

3 改進方案

根據以上分析，對試驗方案進行以下改進，以降低振動和試驗軸承溫度。

1)改進軸承的壓緊方式。原方案采用螺母壓緊、鎖片止動的壓緊方式。這種方式需在軸和鎖緊螺母上開鎖片槽，雖然鎖片槽采用了對稱設計，但加工誤差導致其不可能完全對稱，軸組件在高速旋轉時各零件上的槽會擾動空氣，增大噪聲；另外，軸組件需先進行動平衡后再拆卸與軸承座一起裝配，再裝配時各零件的周向位置會產生一定變化，很可能導致轉子不平衡量增大，使試驗時振動增大。

改進后的方案采用在軸端面開螺紋孔，用4個M6內六角螺釘壓緊，無需在軸、壓蓋、隔套等零件上開槽，使各零件結構大為簡化，各面基本為完整的圓柱面，不平衡量顯著減小，軸組件動平衡后再拆裝對動平衡精度的影響也大為減小，可有效降低振動和噪聲。

2)將中間加載軸承由1套滾子軸承改為2套角接觸球軸承。由于角接觸球軸承工作時需要一定的軸向載荷，兩軸承之間用彈簧施加軸向預載。改進后結構不存在偏擺問題，提高了加載軸承的運轉穩(wěn)定性，可降低振動。

3)將兩端試驗軸承由厚壁剛性支承改為薄壁彈性支承。改進后的軸承座結構如圖5所示，改進后的支承具有一定的彈性，可有效降低振動，且其結構與發(fā)動機的軸承座結構更為相似，能更好地模擬軸承的工作環(huán)境。

4)將焊接箱體改為鑄造箱體。鑄造箱體具有受熱變形均勻、尺寸穩(wěn)定、吸振性好等優(yōu)點，

改進后的試驗軸系及試驗方案如圖5，圖6所示。

圖5 改進后的試驗軸系結構

圖6 改進后的試驗方案

4 改進后的試驗效果

按改進后的試驗方案進行試驗轉接段加工、安裝和調試，試驗狀態(tài)較改進前大為改觀，在45 000 r/min時，試驗軸承外圈溫度只有145 ℃，試驗箱體振動小于50 m/s2且運行穩(wěn)定，噪聲明顯減小。停車后手動盤車也不存在試驗軸卡滯現象，證明改進措施有效，上述問題得到了有效解決。隨后進行了試驗軸承的耐久性試驗和性能試驗，試驗進展順利。

5 結束語

原試驗方案習慣性的參照常用結構進行設計，而沒有考慮本次試驗的特殊性(高轉速、高dmn值、加載軸承為三瓣波結構)，導致試驗時出現軸承溫度高、振動大、噪聲大、試驗軸卡滯等故障。針對故障現象對試驗方案進行了改進，最終排除了故障，得出如下經驗：

1)對于高轉速、高dm·n值以及特殊結構的軸承試驗，轉接段設計時不能沿用常規(guī)軸承的結構，須進行有針對性的改進。

2)三瓣波形式的滾子軸承不適合用作中間加載軸承，容易產生偏擺和平移，導致振動增大。采用2套角接觸球軸承作為加載軸承，運轉平穩(wěn)且可降低振動。

3)軸及轉子的結構要盡量簡化。軸的結構簡單有利于簡化轉子結構，保證加工精度，提高動平衡精度，降低裝、拆難度，從而有效降低振動。

4)試驗箱體盡量采用鑄造件，若只能采用焊接件，則需嚴格控制焊接質量及熱處理工藝。