航空發動機高壓軸止推軸承載荷分析

劉文龍，王 科，王丹丹，楊 宇

（1.中國航發沈陽發動機研究所航空發動機動力傳輸重點實驗室，沈陽110015；2.空裝駐沈陽地區第二軍事代表室，沈陽110042）

0 引言

航空發動機主軸軸承具有高溫、高速、高載荷等特點，是制約發動機整機壽命和可靠性的關鍵部件[1-4]。一般情況下，相比于低壓軸，發動機高壓軸的轉速更高、高壓轉子氣動軸向力更大，因此高壓軸止推軸承的運轉工況更為惡劣，更容易發生故障[5-7]。高壓軸止推軸承所承受載荷是發動機設計研制的重要指標之一，對其進行深入研究意義重大[8-9]。

在工程研制中，普遍認為高壓軸止推軸承的徑向載荷來源于發動機高壓轉子質量，軸向載荷來源于發動機高壓轉子氣動軸向力，并依據上述載荷計算結果開展軸承的性能和壽命分析。王秋陽等[10]在分析某發動機滾珠軸承承載力時，將轉子氣動軸向力作為軸承分析的載荷輸入，同時指出該載荷計算結果與發動機轉子軸向力測量試驗實測結果存在一定差異；蔡毅等[11]在研究燃機軸承載荷時，同樣以轉子氣動軸向力作為分析輸入，且進一步提出影響轉子氣動軸向力的關鍵因素。但將上述載荷計算方法用于高壓軸止推軸承載荷分析時，一方面忽略了發動機隨飛機工作時機動過載過程中產生的慣性載荷；另一方面由于發動機高壓軸一般通過1 對錐齒輪與附加機匣連接，錐齒輪嚙合產生的載荷同樣會作用于高壓軸止推軸承。這2方面因素未被考慮將影響軸承載荷分析的全面性和準確性，并進一步影響軸承的性能和壽命分析。發動機隨飛機工作時機動過載過程中產生的慣性載荷可以根據發動機實際使用情況，通過統計分析的方法獲得，宋迎東等[12]在開展發動機載荷譜研究時采用雨流計數法得到發動機機動過載的過載大小和持續時間。錐齒輪嚙合產生的附加載荷可以根據齒輪結構參數、發動機轉子結構參數以及附件機匣傳遞功率等計算獲得[13]。

本文提出1 種綜合考慮發動機轉子質量、高壓轉子氣動軸向力、發動機機動過載以及錐齒輪嚙合產生附加載荷的高壓軸止推軸承載荷分析方法，以某發動機為研究對象，介紹了該方法的計算過程，并將該方法與常規方法得到的結果進行對比分析。

1 載荷計算輸入

1.1 發動機典型工作狀態及轉速

發動機工作狀態影響主軸轉速、氣動載荷、提取功率等，與高壓軸止推軸承受力密切相關，某發動機典型工作狀態見表1。

表1 某發動機典型工作狀態

1.2 高壓轉子氣動軸向力

高壓轉子氣動軸向力受發動機腔壓、截面積、發動機流道壓力等多種因素影響，是發動機設計的重要指標。根據狀態不同，高壓轉子氣動軸向力Fxq計算結果見表2。

表2 高壓轉子氣動軸向力Fxq N

1.3 轉子質量產生載荷

轉子質量產生載荷一般是在僅考慮發動機轉子重力情況下主軸軸承所承受的外部載荷，一般又稱為支點單位載荷。高壓軸止推軸承支點單位載荷計算結果見表3。

表3 高壓軸止推軸承支點單位載荷N

1.4 發動機過載系數

飛機飛行狀態、姿態等會使發動機產生不同程度的過載，導致主軸軸承承受一定的附加慣性載荷，而在某些劇烈過載的情況下，由此產生的附加載荷甚至會占據主導地位。本文發動機設計指標要求發動機最大可承受9g 的徑向過載（即Nz=9）。結合該型發動機實際使用經驗，其典型的徑向過載系數及時間比例見表4。

表4 徑向過載系數Nz 與時間比例%

1.5 錐齒輪傳遞功率

一般情況下，發動機高壓軸與附件機匣通過1 對中央傳動錐齒輪連接，中央傳動錐齒輪傳遞的功率主要與附件機匣上各附件在發動機不同狀態下的提取功率有關。典型狀態的傳遞功率計算結果見表5。

表5 中央傳動錐齒輪傳遞功率kW

2 載荷計算過程

2.1 錐齒輪嚙合產生的附加載荷

中央傳動錐齒輪裝配關系如圖1 所示。

圖1 中央傳動錐齒輪裝配關系

已知中央錐齒輪傳遞功率情況下，其主動錐齒輪嚙合力[14]為

式中：Ft為齒輪切向力，垂直紙面向外為正；P 為傳遞功率；dm1為中點分度圓直徑；n 為齒輪轉速；Fr1為齒輪徑向力，指向輪心為正；Fx1為齒輪軸向力，離開錐頂中心為正；βm為螺旋角；αn為法向壓力角；δ1為分度圓錐角。

中央主動錐齒輪結構參數見表6，計算得到中央主動錐齒輪受力情況見表7。

表6 中央主動錐齒輪結構參數

表7 中央主動錐齒輪受力

發動機高壓軸由止推軸承和滾棒軸承支撐，錐齒輪嚙合力由2 個軸承共同分擔，在發動機主坐標系中進行受力分析，保持錐齒輪受力方向不變，如圖2 所示。

圖2 高壓軸受力

根據高壓軸受力平衡分析可知

式中：Fx3、Fy3、Fz3分別為止推軸承對高壓軸施加的軸向、切向、徑向附加載荷。

根據力的作用關系，軸承所受附加載荷（Nx3、Ny3、Nz3）與上述載荷大小相等，方向相反。根據發動機結構尺寸，L1=86.64 mm，L34=1019 mm。由此可得中央錐齒輪嚙合力產生的附加載荷，見表8。

2.2 過載情況下的徑向載荷

根據表3 中單位載荷情況，止推軸承單位徑向載荷R3z=1100 N，并根據表4 列出的其徑向過載情況，可知典型過載下的徑向載荷見表9。

研究發現水分子相態轉變對淀粉凝膠物理化學性質有重要影響。通過控制水分子相態轉變次數和速率可有效控制淀粉凝膠的結晶性、回生性質等性質，進而掌握淀粉基制品物化性質變化特點及規律[2]。

表8 齒輪嚙合產生的止推軸承附加載荷 N

表9 典型過載情況下徑向載荷Rz N

3 載荷計算結果

3.1 徑向載荷

徑向載荷包括中央錐齒輪嚙合力作用在止推軸承上的附加載荷（含徑向分量Nz3和切向分量Ny3）以及機動飛行時過載導致的慣性載荷Rz，其具體受力情況如圖3 所示。

止推軸承所受的徑向載荷Fz為

圖3 止推軸承受力

根據表8 中錐齒輪附加載荷Ny3、Nz3，表9 中徑向過載載荷Rz，同時參考發動機實際使用，考慮徑向過載與發動機狀態之間的配比，計算各狀態下的徑向載荷Fz，見表10。

表10 各狀態下止推軸承徑向載荷

3.2 軸向載荷

止推軸承軸向載荷Fx主要來源于氣動軸向力Fxq、中央錐齒輪附加載荷Nx3和軸向過載產生的慣性載荷Rx

根據實際使用情況，發動機實際軸向過載最高為1.24g（Nx=1.24），止推軸承的軸向過載載荷Rx=NxR3x=-3260 N。

根據表2 中氣動軸向力Fxq，表8 中中央錐齒輪附加載荷Nx3，則軸承軸向載荷Fx計算結果見表11。

表11 各狀態下止推軸承軸向載荷 N

4 計算結果分析

根據本文提出的高壓軸止推軸承載荷計算方法，得到典型狀態下的徑向載荷與軸向載荷。根據發動機狀態的不同，將徑向載荷與軸向載荷統籌匹配，得到該發動機高壓軸止推軸承載荷譜，見表12。

表12 某發動機止推軸承載荷譜

按傳統載荷分析方法（即僅考慮氣動軸向力及轉子質量產生的徑向載荷）計算其載荷譜，見表13。由于傳統分析方法忽略了機動過載情況，導致其計算得出的載荷狀態較少。

表13 傳統分析方法的載荷譜

按此載荷譜，采用相同的軸承計算分析方法，計算該止推軸承的L1循環壽命約為1245 h，最大接觸應力為1966 MPa。從表中可見，根據新方法得到的載荷譜更加細化，組合狀態由5 種提高到10 種，止推軸承的計算壽命降低約46%，最大接觸應力提高約10%，新載荷譜對軸承的考核將更加精細、嚴格。

此外，新的計算方法暴露出高壓軸止推軸承的一些工況問題。例如在該發動機慢車狀態下，常規計算方法得到軸向載荷與徑向載荷的數值比例接近3，該比例對于止推軸承（雙半內圈角接觸球軸承）是可以接受的；但采用新載荷計算方法得到在慢車狀態下軸向載荷與徑向載荷的比例小于1，屬于軸向輕載，極易引起軸打滑。根據同型發動機在慢車狀態下的最新軸向力測試結果（1000～1500 N），采用新的載荷計算方法所得結果更加接近實際測量值，而對試車后軸承的分解檢查發現，在該軸承實際使用中也經常出現打滑蹭傷情況[16-17]，符合計算分析結果，一定程度證明了本文計算方法的準確性。

5 結論

（1）本文提出了1 種新的航空發動機高壓軸止推軸承載荷計算方法，綜合考慮了發動機轉子質量、高壓轉子氣動軸向力、機動過載以及錐齒輪附加載荷，計算輸入更加全面；

（2）以某發動機為研究對象，采用新方法計算得到了軸承載荷譜，與常規方法相比，新的載荷譜組合更多，載荷要求更嚴格，會進一步影響軸承的性能和壽命分析；

（3）與常規計算方法不同，新方法計算結果顯示軸承在慢車狀態下軸向輕載容易打滑，這與軸向力測量結果更加接近，也與軸承的實際應用情況相符，證明了本文所述計算方法的有效性。