葉本遠(yuǎn)，劉廷武，李錕，陳松霆

(中國航發(fā)四川燃?xì)鉁u輪研究院，四川 綿陽 621000)

隨著航空發(fā)動(dòng)機(jī)性能的不斷提高，主軸軸承的工作條件越來越苛刻，要獲取軸承工況，必須進(jìn)行大量試驗(yàn)?；趯Ｓ性囼?yàn)機(jī)模擬軸承工況，對(duì)軸承進(jìn)行極限工況適應(yīng)性試驗(yàn)，再對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，是一種可靠性強(qiáng)、成本低、效率高的方法[1]。斷油狀態(tài)是航空軸承最苛刻的工況，航空發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)規(guī)范中明確規(guī)定發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承必須進(jìn)行潤滑油供給中斷試驗(yàn)。

針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承斷油性能，許多學(xué)者進(jìn)行了較為廣泛的研究。文獻(xiàn)[2]系統(tǒng)分析了工作條件、保持架材料、結(jié)構(gòu)、引導(dǎo)方式和引導(dǎo)間隙等因素對(duì)主推力球軸承工作溫度和斷油次數(shù)的影響；文獻(xiàn)[3]分析了某航空發(fā)動(dòng)機(jī)主推力球軸承在不同載荷下的斷油特性，給出了相應(yīng)的軸承斷油溫升曲線；文獻(xiàn)[4-5]分析了航空發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承的斷油通過性；文獻(xiàn)[6]通過對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承進(jìn)行斷油試驗(yàn)研究，就軸承斷油狀態(tài)下產(chǎn)生的破壞形式及機(jī)理進(jìn)行分析；文獻(xiàn)[7]對(duì)在航空發(fā)動(dòng)機(jī)滑油系統(tǒng)斷油時(shí)的主推力球軸承進(jìn)行了瞬態(tài)熱分析，給出了主推力球軸承斷油30 s的安全裕度。

現(xiàn)利用專用軸承試驗(yàn)機(jī)，對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)4個(gè)支點(diǎn)的軸承進(jìn)行斷油試驗(yàn), 分析其抗斷油能力。通過分析軸承外圈溫升趨勢，探討軸承在斷油過程中的溫升機(jī)理。

1 試驗(yàn)

1.1 試樣

試樣為某發(fā)動(dòng)機(jī)4個(gè)支點(diǎn)的支承軸承(總共5個(gè)支點(diǎn)，其中2#支點(diǎn)軸承未考核)，分別簡稱為1#軸承、3#軸承、4#軸承及5#軸承。軸承參數(shù)見表1，均為外圈固定、內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)。

表1 試驗(yàn)軸承參數(shù)

1.2 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)在某航空發(fā)動(dòng)機(jī)專用軸承試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行，試驗(yàn)頭主體全部采用簡支結(jié)構(gòu)，其中1#軸承與5#軸承外圈與軸承座間安裝擠壓油膜阻尼器(圖1)，外圈溫度通過貼在其端面的E型熱電偶測量；3#軸承與4#軸承外圈直接安裝于剛性軸承座(圖2、圖3)，軸承外圈溫度通過鎧裝溫度傳感器測量(插入軸承座沿徑向預(yù)留的安裝孔)。

圖1 1#，5#軸承試驗(yàn)結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 3#軸承試驗(yàn)結(jié)構(gòu)示意圖

圖3 4#軸承試驗(yàn)結(jié)構(gòu)示意圖

1.3 試驗(yàn)條件及方法

試驗(yàn)軸承的斷油條件見表2,4套軸承的供油方式均為單邊噴射，潤滑油牌號(hào)為4050，供油溫度為(120±5) ℃，斷油時(shí)間為15 s，工況為典型高轉(zhuǎn)速、小載荷。首先對(duì)軸承進(jìn)行跑合，然后按照表2工況運(yùn)轉(zhuǎn)300 s后開始斷油，15 s后恢復(fù)供油，繼續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)1800s后停車。試驗(yàn)中，若在設(shè)定時(shí)間內(nèi)出現(xiàn)電流異常增大、噪聲或軸承溫度異常變化的情況，立即停車檢查，判斷是否中斷試驗(yàn)。

表2 斷油試驗(yàn)條件

2 試驗(yàn)結(jié)果

2.1 溫度變化

試驗(yàn)過程中軸承的溫度變化如圖4所示。由圖可知，4套軸承的溫度變化趨勢基本一致，斷油前軸承外圈溫度已趨于穩(wěn)定；斷油期間，外圈溫度迅速降低，達(dá)到最低值后逐漸上升；斷油結(jié)束后，外圈溫度持續(xù)上升，達(dá)到最高點(diǎn)后緩慢降低并最終穩(wěn)定。其中，3#軸承的溫度變化最大，溫差達(dá)12.6 ℃，其他軸承的溫差不超過5 ℃；3#軸承溫升響應(yīng)時(shí)間也最長，約為300 s；1#軸承與5#軸承溫升響應(yīng)時(shí)間最短，約50 s。

圖4 試驗(yàn)中軸承溫度變化

將3#軸承與5#軸承斷油期間及斷油前后部分?jǐn)?shù)據(jù)單獨(dú)提出，得到流量與溫升局部關(guān)系曲線如圖5所示。由圖可知，試驗(yàn)軸承在斷油期間，軸承外圈溫度先降低后升高，恢復(fù)供油后，外圈溫度繼續(xù)升高，達(dá)到最高點(diǎn)后開始下降直至穩(wěn)定，斷油前、后的穩(wěn)態(tài)條件下，外圈溫度趨于一致。

圖5 斷油時(shí)刻軸承溫度變化

2.2 軸承外觀

2.2.1 自檢結(jié)果

試驗(yàn)結(jié)束后，現(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn)各軸承旋轉(zhuǎn)靈活，無卡滯。分解檢查結(jié)果如圖6～圖9所示。鑒于1#軸承與4#軸承的設(shè)計(jì)特殊，滾動(dòng)體無法單獨(dú)取出，因此無外滾道照片。由圖可知，試驗(yàn)后，所有軸承滾道承載面顏色均有不同程度加深，出現(xiàn)無深度劃痕，3#與4#軸承外滾道尤其突出，其中3#軸承外滾道劃痕面積最大，4#軸承內(nèi)滾道劃痕數(shù)最多；各滾動(dòng)體上均出現(xiàn)整圈的無深度劃痕。

圖6 1#軸承試驗(yàn)后分解檢查圖片

圖7 3#軸承試驗(yàn)后分解檢查圖片

圖8 4#軸承試驗(yàn)后分解檢查圖片

圖9 5#軸承試驗(yàn)后分解檢查圖片

軸承滾道顏色加深的原因在于斷油后滾道溫度較高;出現(xiàn)大量劃痕的機(jī)理是：斷油開始時(shí)，隨著油膜減小直至消失，套圈、滾動(dòng)體和保持架的接觸面磨損加劇，造成表面劃傷。單個(gè)較為明顯的整圈劃痕是由潤滑油中夾雜的硬質(zhì)顆粒物劃傷接觸面所致。3#和4#軸承損傷最為明顯的原因在于其工況最惡劣，轉(zhuǎn)速高、載荷大。

2.2.2 潤滑油檢測結(jié)果

對(duì)試驗(yàn)后的潤滑油進(jìn)行檢驗(yàn)，結(jié)果見表3。由表可知，各項(xiàng)參數(shù)均滿足要求，說明軸承的磨損正常。

表3 潤滑油光譜分析結(jié)果

2.2.3 試驗(yàn)軸承性能檢測結(jié)果

將試驗(yàn)軸承委托專業(yè)機(jī)構(gòu)檢查，軸承尺寸精度、旋轉(zhuǎn)精度及游隙的檢測結(jié)果見表4。由表可知，除了3#軸承內(nèi)徑偏差和5#軸承外徑偏差的檢測結(jié)果指標(biāo)超差外，其余參數(shù)均正常，超差項(xiàng)為惡劣的試驗(yàn)工況所致，屬正?，F(xiàn)象；1#軸承和4#軸承為進(jìn)口軸承，目前尚無相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)。檢測表明，軸承整體完好，未發(fā)現(xiàn)影響軸承使用性能的問題。

根據(jù)GJB 7268—2011《航空發(fā)動(dòng)機(jī)軸承試驗(yàn)定壽程序和要求》，4套軸承在斷油期間和恢復(fù)正常供油的30 min內(nèi)均正常工作，分解檢查未見明顯變化，通過斷油試驗(yàn)考核。

表4 軸承結(jié)構(gòu)檢測結(jié)果

3 溫度變化趨勢分析

3.1 軸承摩擦功耗分析

軸承溫升的直接影響因素在于2方面：生熱與散熱。針對(duì)圖4、圖5試驗(yàn)軸承溫升趨勢曲線，從軸承摩擦功耗(生熱)角度進(jìn)行分析。軸承摩擦功耗主要有2種計(jì)算方法：整體法和局部法。文獻(xiàn)[8]基于對(duì)各種類型和尺寸軸承的試驗(yàn)結(jié)果獲得了計(jì)算軸承摩擦功耗的經(jīng)驗(yàn)公式，該方法廣泛應(yīng)用于軸承行業(yè)；文獻(xiàn)[9]利用局部法對(duì)整體法進(jìn)行了修正，得出了較為精確的計(jì)算模型，但計(jì)算過程較為復(fù)雜。文中主要對(duì)斷油過程中軸承溫升趨勢進(jìn)行分析，重點(diǎn)對(duì)溫升現(xiàn)象進(jìn)行解釋，因此，采用整體法進(jìn)行討論和計(jì)算。

對(duì)于球軸承，摩擦力矩主要考慮由外載荷引起的力矩和潤滑油黏性摩擦產(chǎn)生的力矩。

由外載荷引起的力矩為

M1=f1FβDpw，

(1)

潤滑油黏性摩擦引起的力矩為

(2)

式中：f0為與潤滑油相關(guān)的系數(shù)；ν0為潤滑油黏度；n為轉(zhuǎn)速，r/min。

總力矩為

M=M1+Mν。

(3)

(1)～(3)式也適用于圓柱滾子軸承摩擦力矩的計(jì)算，但各參數(shù)需做調(diào)整，詳見文獻(xiàn)[10]。

由軸承摩擦力矩引起的功耗為

H=1.047×10-4Mn。

(4)

利用(1)～(4)式計(jì)算得到試驗(yàn)軸承的摩擦功耗見表5。由表可知，4套試驗(yàn)軸承外載荷引起的摩擦功耗量極小，軸承功耗的絕大部分是由潤滑油黏性摩擦引起。參考(2)式，結(jié)構(gòu)確定后，影響滑油黏性摩擦力矩的主要因素為轉(zhuǎn)速和潤滑油黏度系數(shù)。在恒定轉(zhuǎn)速下，潤滑油黏度系數(shù)越小，力矩越小，功率損耗越小。影響潤滑油黏度系數(shù)的主要因素是溫度，在試驗(yàn)過程中，上述影響因素始終確定，故無法由此解釋斷油期間試驗(yàn)軸承溫度先降后升的現(xiàn)象。

3.2 試驗(yàn)分析

取極限狀態(tài)分析，假設(shè)軸承在無油狀態(tài)下運(yùn)轉(zhuǎn)(存在油膜且軸承不損壞)，外載荷引起的力矩M1仍然存在，但此時(shí)的黏性摩擦力矩Mν與潤滑油黏度無關(guān)，更大程度上取決于空氣黏度。由于空氣黏度系數(shù)比潤滑油黏度系數(shù)低約3個(gè)數(shù)量級(jí)，因此，在極限狀態(tài)下軸承的黏性摩擦功耗將遠(yuǎn)低于表5中的計(jì)算值。而試驗(yàn)軸承的黏性摩擦功耗占總摩擦功耗的比例較大，則黏性摩擦功耗的急劇降低必然導(dǎo)致軸承總摩擦功耗急劇降低。因此，在極限工況下，試驗(yàn)軸承的總摩擦功耗也將遠(yuǎn)低于表5中計(jì)算值。斷油相當(dāng)于將試驗(yàn)軸承工況由正常工況向極限工況進(jìn)行切換。

表5 試驗(yàn)軸承摩擦功耗計(jì)算值

綜上，可對(duì)試驗(yàn)軸承溫度變化情況進(jìn)行解釋：斷油前，軸承摩擦功耗主要由潤滑油黏性摩擦阻力產(chǎn)生；斷油后，由于油量急劇減少，黏性摩擦力迅速降低，最終使得軸承摩擦功耗大幅度降低，該結(jié)論可以通過5#軸承試驗(yàn)過程中驅(qū)動(dòng)電主軸的電流值佐證(圖10)。同時(shí)，滾動(dòng)體與滾道表面仍滯留少許潤滑油，軸承的散熱能力變化不大。因此，在生熱大幅降低而散熱不變的情況下，軸承溫度下降。但隨著斷油的繼續(xù)，雖然軸承的生熱仍處于較低狀態(tài)，但因軸承滾道表面殘留吸附的潤滑油量快速減少，軸承散熱介質(zhì)嚴(yán)重缺乏，散熱能力大幅下降，軸承熱能儲(chǔ)存逐漸增多，使軸承溫度降低一定值后開始回升。

圖10 5#軸承斷油試驗(yàn)中電流變化曲線

恢復(fù)供油后，試驗(yàn)軸承功耗值恢復(fù)至表5水平，軸承散熱能力完全達(dá)到斷油前水平，但由于軸承在斷油狀態(tài)中的熱量積累，軸承溫度繼續(xù)上升，達(dá)到最高點(diǎn)后，軸承溫度逐漸降低至斷油前穩(wěn)態(tài)水平。

斷油試驗(yàn)過程中軸承溫升熱交換過程如圖11所示。

圖11 熱交換示意圖

文獻(xiàn)[3]中試驗(yàn)軸承所處工況為高轉(zhuǎn)速、中等載荷，外載荷引起的功耗在軸承總功耗中所占比例較大，因此斷油開始后，盡管軸承功率損耗有所降低，但降低并不明顯，反而軸承的散熱能力急劇降低，使得軸承的溫度迅速升高。

為驗(yàn)證以上分析的正確性，采用某非圓滾道軸承的斷油試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行驗(yàn)證，該試驗(yàn)軸承的工況仍然為高速(38 000 r/min)、小載荷(徑向載荷與額定載荷之比1.96%)，但其外滾道為非圓結(jié)構(gòu)，使軸承在裝配時(shí)施加了預(yù)載荷，故軸承實(shí)際承受的載荷比施加的外載荷大。該軸承的斷油試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖12所示，由圖可知，斷油后軸承溫度立即上升。可以證明，文中斷油試驗(yàn)后，軸承溫度先降低后升高的根本原因在于軸承的外載荷過小，增加外載荷，此現(xiàn)象可消失。

4 結(jié)論

通過對(duì)主軸軸承進(jìn)行單次15 s斷油試驗(yàn)，并對(duì)試驗(yàn)現(xiàn)象進(jìn)行分析，得到如下結(jié)論：

圖12 非圓滾道軸承斷油時(shí)刻溫度變化

1)試驗(yàn)軸承均具有較強(qiáng)的抗斷油能力，在給定條件下通過了斷油試驗(yàn)考核；

2)在高轉(zhuǎn)速、小載荷工況下進(jìn)行斷油試驗(yàn)，軸承溫度呈現(xiàn)出先降后升最終穩(wěn)定的趨勢，其根本原因在于潤滑油黏性摩擦阻力引起的功耗占軸承總功耗的比例較大；

3)針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速、小載荷工況，僅小部分潤滑油有效用于軸承潤滑，大部分潤滑油用于軸承冷卻，過多的潤滑油會(huì)使軸承摩擦損耗急劇上升。