顏家森，滿維偉，楊兵華,2，賀鳳祥，王杏

(1.中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所，湖南 株洲 412002；2.直升機(jī)傳動技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 株洲 412002)

隨著航空發(fā)動機(jī)向著高功重比，高可靠性，視情維修等方向發(fā)展，對主軸軸承提出了集成化、長壽命和高可靠性的要求[1]。通過試驗(yàn)提前暴露軸承在設(shè)計(jì)、材料、加工等方面的缺陷是提升主軸軸承性能的關(guān)鍵技術(shù)。目前，航空發(fā)動機(jī)主軸軸承試驗(yàn)機(jī)的試驗(yàn)軸系多為剛性轉(zhuǎn)子[2]，而航空發(fā)動機(jī)高壓轉(zhuǎn)子為雙柔性支承結(jié)構(gòu)，在工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，轉(zhuǎn)子會跨多階臨界轉(zhuǎn)速[3-4]。傳統(tǒng)的剛性轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)不能模擬跨臨界轉(zhuǎn)速時轉(zhuǎn)子動力學(xué)響應(yīng)對軸承性能的影響，因此，研究帶模擬轉(zhuǎn)子的軸承試驗(yàn)方法，獲取與發(fā)動機(jī)真實(shí)轉(zhuǎn)子一致的動力學(xué)響應(yīng)十分必要。

1 試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

1.1 試驗(yàn)軸承

以某發(fā)動機(jī)燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)子為研究對象，該轉(zhuǎn)子前支點(diǎn)軸承為1套外圈集成彈性支承的雙半內(nèi)圈三點(diǎn)角接觸球軸承，后支點(diǎn)軸承為1套外圈集成彈性支承的圓柱滾子軸承。軸承的三維模型如圖1所示，技術(shù)參數(shù)見表1。

圖1 試驗(yàn)軸承的三維模型

表1 試驗(yàn)軸承的技術(shù)參數(shù)

1.2 試驗(yàn)方案

所設(shè)計(jì)的帶模擬轉(zhuǎn)子的試驗(yàn)方案如圖2所示。為最大限度地模擬發(fā)動機(jī)真實(shí)轉(zhuǎn)子的動力學(xué)特性，設(shè)計(jì)的模擬轉(zhuǎn)子在軸承的布局、安裝配合、支承形式，轉(zhuǎn)子的質(zhì)量、動不平衡位置及動不平衡量、臨界轉(zhuǎn)速、振型、油膜厚度及封嚴(yán)方式，彈性支承剛度等參數(shù)與發(fā)動機(jī)真實(shí)轉(zhuǎn)子保持一致。經(jīng)振動響應(yīng)計(jì)算[5]，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算結(jié)果見表2，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子與模擬轉(zhuǎn)子的振型對比如圖3所示。

1—軸承座；2—前支點(diǎn)軸承；3—模擬轉(zhuǎn)子；4—軸向力測量裝置；5—箱體；6—位移測量裝置；7—后支點(diǎn)軸承；8—軸向力加載腔；9—加載盤

表2 模擬轉(zhuǎn)子與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算結(jié)果

圖3 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子與模擬轉(zhuǎn)子的振型圖

如圖4所示，前、后支點(diǎn)軸承均采用與發(fā)動機(jī)相同的徑向集油環(huán)環(huán)下潤滑結(jié)構(gòu)，前、后軸承座上各設(shè)計(jì)2條油路，一路為軸承提供潤滑油,另一路供到外圈配合面以形成油膜阻尼。在設(shè)計(jì)上保證軸承的潤滑形式、潤滑油流量及外圈油膜厚度與發(fā)動機(jī)實(shí)際工況一致。

圖4 前、后支點(diǎn)軸承潤滑簡圖

前支點(diǎn)軸承承受徑向載荷和軸向載荷，后支點(diǎn)軸承承受徑向載荷。為模擬發(fā)動機(jī)真實(shí)的徑向載荷，設(shè)計(jì)的模擬轉(zhuǎn)子質(zhì)量與真實(shí)轉(zhuǎn)子相當(dāng)，模擬轉(zhuǎn)子在與發(fā)動機(jī)真實(shí)轉(zhuǎn)子相同部位(圖2中的面1和面2)進(jìn)行等平衡精度的動平衡，模擬發(fā)動機(jī)臺架狀態(tài)下的徑向載荷。在模擬轉(zhuǎn)子后端設(shè)計(jì)有加載盤，通過調(diào)節(jié)加載盤與機(jī)匣之間腔體內(nèi)空氣的壓力來調(diào)節(jié)軸向力的大小。

試驗(yàn)前需進(jìn)行軸向力的實(shí)測標(biāo)定：在正式試驗(yàn)前將前支點(diǎn)軸承分解為常規(guī)結(jié)構(gòu)的角接觸球軸承和彈性支承2個零件，在外圈端面與彈性支承端面之間增加1個彈性測力環(huán)[6]，利用彈性測力環(huán)的應(yīng)變片變形表征軸向力的大?。辉跇?biāo)定完空氣壓力后將前支點(diǎn)軸承更換為帶彈性支承的雙半內(nèi)圈角接觸球軸承開展試驗(yàn)。

模擬轉(zhuǎn)子連同軸承座安裝在試驗(yàn)箱體上，試驗(yàn)箱體前、后端各安裝2個振動傳感器，用于監(jiān)測試驗(yàn)過程中的振動情況。模擬轉(zhuǎn)子采用膜盤聯(lián)軸器與試驗(yàn)機(jī)的增速器輸出軸相連，增速器由變頻電動機(jī)驅(qū)動，可實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速，以滿足轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速要求。前、后支點(diǎn)軸承的外圈上焊接接觸式溫度傳感器，焊接點(diǎn)位于彈性支承與外圈的接觸區(qū)域，用于監(jiān)測試驗(yàn)過程中軸承的外圈溫度。

2 試驗(yàn)程序

試驗(yàn)前校核噴嘴流量，使?jié)櫥土髁繚M足軸承要求，調(diào)節(jié)潤滑壓力和供油溫度，使軸承潤滑條件與發(fā)動機(jī)一致。為驗(yàn)證該試驗(yàn)方案的可行性，主要開展轉(zhuǎn)速試驗(yàn)。在相同的載荷、潤滑方式、潤滑油流量等條件下逐漸將轉(zhuǎn)速增加至某一規(guī)定值，觀察在轉(zhuǎn)速升高過程中模擬轉(zhuǎn)子的位移、試驗(yàn)軸承的外圈溫度和箱體振動等參數(shù)的變化情況。

3 試驗(yàn)結(jié)果

隨著模擬轉(zhuǎn)子試驗(yàn)轉(zhuǎn)速的升高，其位移變化曲線如圖5所示。從圖中可以看出，隨著模擬轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的升高，轉(zhuǎn)子位移逐步增大。

圖5 轉(zhuǎn)子位移變化曲線圖

試驗(yàn)過程中箱體的振動情況如圖6所示，從圖中可以看出，9 326 r/min為模擬轉(zhuǎn)子的1階臨界轉(zhuǎn)速，21 550 r/min為模擬轉(zhuǎn)子的2階臨界轉(zhuǎn)速，與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)值分別相差2.8%和4.1%，試驗(yàn)結(jié)果與設(shè)計(jì)值基本一致。而且，隨著模擬轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速升高，轉(zhuǎn)接段的整體振動幅值增大，符合柔性轉(zhuǎn)子的特性。

圖6 箱體振動情況

試驗(yàn)過程中前、后支點(diǎn)軸承外圈的溫度變化如圖7所示。從圖中可以看出，隨著模擬轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的升高，外圈溫度升高。

圖7 軸承外圈溫度變化

在模擬轉(zhuǎn)子跨臨界轉(zhuǎn)速時，由于轉(zhuǎn)子的不穩(wěn)定性，前、后支點(diǎn)軸承的溫度存在一定的跳躍性，且后支點(diǎn)軸承受影響較大。具體數(shù)值見表3(表中數(shù)值為模擬轉(zhuǎn)子跨1階臨界和2階臨界轉(zhuǎn)速時軸承溫度的最低值、中間值和最高值)。由表可知，跨1階臨界轉(zhuǎn)速時，前、后支點(diǎn)軸承的溫度變化均較??；跨2階臨界轉(zhuǎn)速時，前支點(diǎn)軸承的溫度變化值為0.8 ℃，后支點(diǎn)軸承的溫度變化值為3.1 ℃，說明在2階臨界轉(zhuǎn)速時，轉(zhuǎn)子振動對球軸承(前支點(diǎn)軸承)的影響相對較小，對滾子軸承(后支點(diǎn)軸承)影響較大，可能是因?yàn)檩S向力作用下球軸承工作穩(wěn)定性優(yōu)于滾子軸承的原因。

表3 跨臨界轉(zhuǎn)速時軸承溫度情況

4 結(jié)論

通過試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)和試驗(yàn)驗(yàn)證，可以得出以下結(jié)論：

1)設(shè)計(jì)的具有模擬轉(zhuǎn)子的軸承試驗(yàn)方案能模擬發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子的支承形式、動力學(xué)響應(yīng)特性以及軸承的潤滑條件，可用于開展彈支結(jié)構(gòu)軸承的試驗(yàn)。

2)該試驗(yàn)方案采用壓力空氣施加軸向載荷，能較好地模擬發(fā)動機(jī)臺架狀態(tài)下軸承的載荷工況，從而反映軸承在發(fā)動機(jī)上的工作狀態(tài)，為后續(xù)軸承的性能試驗(yàn)及其他特性試驗(yàn)奠定了基礎(chǔ)。

3)模擬轉(zhuǎn)子在跨臨界轉(zhuǎn)速時，由于轉(zhuǎn)子的不穩(wěn)定性，對圓柱滾子軸承的工作性能有一定的影響。