某發(fā)動機1號軸承壽命分析

王立

（中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0.引言

某發(fā)動機自投產(chǎn)以來，經(jīng)過不斷改進，結(jié)構(gòu)性能日臻完善，功率不斷增加，達到了極好的可靠性、維護性、耐久性、燃油經(jīng)濟性和安全性水平，甚至可適應(yīng)苛刻的環(huán)境條件，成為所在功率范圍最受歡迎的發(fā)動機[1]。此發(fā)動機在服役維修中，相對其它軸承而言1號軸承因損壞而進行的更換比較頻繁。

對于國外發(fā)動機來說，軸承損壞很少是因為軸承的設(shè)計制造有問題，多數(shù)情況下是因為軸承在使用中承受的載荷有問題。為此，本文試圖從載荷分析入手，找出1號軸承壽命相對較短的原因。

1.1號軸承簡介

某發(fā)動機采用同心前輸出的結(jié)構(gòu)形式，動力渦輪軸穿過燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子中央，在發(fā)動機前端與輸出軸組件通過小花鍵聯(lián)接（見圖1），輸出軸的另一端則通過大花鍵與直升機減速器的輸入軸聯(lián)接。輸出軸由1號、2號兩個軸承支承，其中1號軸承為雙排球軸承，內(nèi)環(huán)采用前、后對半結(jié)構(gòu)，可以看作兩個球軸承并列安裝在一起。在發(fā)動機上裝配時，1號軸承分半的兩內(nèi)環(huán)通過前方的鎖緊螺母壓緊在輸出軸的軸頸上，但兩內(nèi)環(huán)之間仍然保留有軸向間隙，兩個軸承之間及內(nèi)、外環(huán)之間則沒有軸向游隙。

圖1 某發(fā)動機1號軸承及其安裝環(huán)境

2.工作載荷分析

由于在輸出軸前、后與其聯(lián)接的轉(zhuǎn)子沒有輪盤等質(zhì)量較大的零件，因此，1號軸承在工作中承受的徑向載荷不會很大。在軸向載荷方面，通過花鍵摩擦的傳遞，1號軸承則可能承受來自動力渦輪轉(zhuǎn)子和直升機減速器轉(zhuǎn)子的載荷。某發(fā)動機型號規(guī)范中規(guī)定，輸出軸應(yīng)能吸收任一方向的最大推力，是輸出軸傳遞發(fā)動機穩(wěn)態(tài)扭矩極限時切向力的20%，根據(jù)花鍵參數(shù)和工作扭矩計算其值約為5000N。

正常情況下對于動力渦輪轉(zhuǎn)子而言，其上只作用有氣動軸向力且方向朝后，該軸向力由6號支點的球軸承承受。直升機機動飛行時，如果機動載荷朝后，則機動載荷與氣動軸向力方向一致，疊加在一起后總的軸向力仍由6號軸承承受。如果機動載荷朝前且大于氣動軸向力，則動力渦輪轉(zhuǎn)子上總的軸向力方向變化為朝前。由于6號軸承存在軸向游隙，不能馬上承受相反方向的載荷，軸向力方向剛變化時，動力渦輪轉(zhuǎn)子的軸向力將通過與輸出軸之間連接花鍵的摩擦傳遞至輸出軸。這時，由于如前所述1號軸承沒有游隙，動力渦輪轉(zhuǎn)子的軸向力隨即由1號軸承承受，其大小等于動力渦輪轉(zhuǎn)子朝前的機動載荷與朝后的氣動軸向力之差。

在某發(fā)動機型號規(guī)范中，直升機飛行時朝前最大過載系數(shù)為4，著陸時為10。動力渦輪轉(zhuǎn)子的質(zhì)量約為15kg，即使不考慮氣動軸向力，1號軸承承受的來自動力渦輪轉(zhuǎn)子的軸向力不超過15×9.8×10=1470N。由于減速器輸入級轉(zhuǎn)子的質(zhì)量比動力渦輪轉(zhuǎn)子小，其可能傳遞給1號軸承的機動載荷將更小。1470N的載荷并不算大，可以認為1號軸承不會因為來自動力渦輪轉(zhuǎn)子的工作載荷而引起壽命縮短。某發(fā)動機的3號軸承，對應(yīng)的燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子躥動量大且轉(zhuǎn)子質(zhì)量大，3號軸承在直升機飛行時可能承受的機動載荷更大，并且，3號軸承的滾動體尺寸及軸承外徑均更小些，但是，3號軸承卻很少更換，這也從一個側(cè)面證明了1號軸承的損壞不是因工作載荷而引起。

3.裝配載荷分析

某發(fā)動機1號軸承之所以設(shè)計成雙排球軸承，是因為該發(fā)動機采用了一種特殊的結(jié)構(gòu)設(shè)計——旋轉(zhuǎn)彈支。如果沒有旋轉(zhuǎn)彈支，對于某這種采用同心前輸出功率方式的發(fā)動機而言，一般情況下，從正常的支承功能來說，1號軸承采用單排球軸承就能滿足要求。與某發(fā)動機結(jié)構(gòu)形式類似的RTM322和Ardiden3等發(fā)動機，其1號軸承都是采用單排球軸承，其中Ardiden3發(fā)動機1號軸承的結(jié)構(gòu)形式如圖2所示。而某發(fā)動機出于轉(zhuǎn)子動力學(xué)設(shè)計的考慮，需要對動力渦輪軸在前端采用彈性支承，另一方面，動力渦輪軸前端部位空間緊湊，在靜子件上安排彈性支承難度較大。為此某發(fā)動機在輸出軸上加工鼠籠結(jié)構(gòu)構(gòu)成旋轉(zhuǎn)彈支。對于旋轉(zhuǎn)彈支而言，2號軸承相當(dāng)于其限幅器，而1號軸承則要承擔(dān)輸出軸軸線的定位功能，并對旋轉(zhuǎn)彈支進行“安裝固定”，需要采用雙排球軸承的結(jié)構(gòu)形式。采用雙排球軸承后，1號軸承相當(dāng)于兩個球軸承并列安裝在一起，分別構(gòu)成輸出軸的前、后兩個支點。

圖2 Ardiden3發(fā)動機1號軸承及其安裝環(huán)境

如圖3所示，當(dāng)輸出軸承受來自動力渦輪軸的徑向載荷Fr時，后支點承受和傳遞這一徑向載荷，后支點對輸出軸的徑向作用力Fr'與動力渦輪軸對輸出軸的徑向作用力Fr形成力矩M，為此，前、后支點與輸出軸之間將作用附加徑向載荷Frm和Frm'形成力矩M'與M平衡。比起1號軸承與2號軸承的距離而言，1號軸承雙排球軸承之間的軸向間隔有限，從而使得附加徑向載荷比較大，數(shù)倍于來自動力渦輪軸的徑向載荷。由于附加徑向載荷的存在，在1號軸承的前排球軸承，需要承受附加徑向載荷，在后排球軸承，則要承受附加徑向載荷與外傳徑向載荷之和。

圖3 輸出軸受力分析

輸出軸與雙排球軸承之間作用有上述徑向載荷時，輸出軸在前、后排球軸承部位將產(chǎn)生方向相反的徑向載荷，從而導(dǎo)致其軸線將產(chǎn)生一定的偏轉(zhuǎn)，并因此使輸出軸在支承動力渦輪軸的部位（2號軸承部位）產(chǎn)生附加位移，由于杠桿效應(yīng)，后者動力渦輪軸的徑向位移是前者前、后排軸承徑向位移的數(shù)倍。要控制這種附加位移，使1號軸承很好地對旋轉(zhuǎn)彈支進行安裝固定，就要保證兩排球軸承足夠的徑向接觸剛度。為了提高前、后排軸承的徑向剛度，達到對旋轉(zhuǎn)彈支進行安裝固定的效果，必須對前、后排軸承施加軸向載荷。具體方法是，如前所述，1號軸承的內(nèi)環(huán)以螺母壓緊在輸出軸的軸頸上，分半的兩內(nèi)環(huán)之間保留有間隙。如圖4所示，擰緊螺母時，其與隔套、輸出軸之間分別作用有方向相反的軸向力，其中，隔套上的軸向力傳至前排球軸承的內(nèi)環(huán)后，沿前排球軸承滾動體、外環(huán)、后排球軸承滾動體的迂回路線傳至后排球軸承內(nèi)環(huán)，最后傳至輸出軸，與螺母施加給輸出軸的軸向力平衡。也就是說，裝配螺母時，雙排球軸承承受了預(yù)載——內(nèi)力。

圖4 1號軸承裝配內(nèi)力示意圖

在相同轉(zhuǎn)速、相同徑向載荷條件下，在很大的軸向載荷范圍內(nèi)，球軸承徑向剛度與軸向載荷成正比，如圖5所示。根據(jù)這種關(guān)系，1號軸承在裝配時需要以較大的力矩擰緊壓緊螺母，從而使雙排球軸承之間互相施加較大的軸向預(yù)載。其實，對一般的球軸承安裝而言，其內(nèi)環(huán)都需要壓緊螺母以較大的軸向預(yù)載壓緊，但是，這種軸向預(yù)載只作用在內(nèi)環(huán)與轉(zhuǎn)子軸之間，而雙排的1號球軸承，這種軸向預(yù)載則通過滾動體傳遞，作用在雙排球軸承之間。

圖5 球軸承徑向剛度與軸向載荷關(guān)系

根據(jù)在某發(fā)動機維修中所進行的測量，1號軸承內(nèi)環(huán)壓緊螺母的擰緊力矩約為300N·m。據(jù)此計算對應(yīng)的前、后排軸承之間的軸向預(yù)載為32258N，是前述1號軸承最大可能工作載荷的20倍之多。計算采用公式[2]：

F―預(yù)緊力產(chǎn)生的軸向載荷（N）；

M―擰緊力矩,M=300N?m；

F―摩擦系數(shù)，f=0.15；

R―螺母支撐面外半徑，R=34.85mm；

R―螺母支撐面內(nèi)半徑，r=31.3mm；

N―每英寸長度上的螺紋扣數(shù)，n=16；

d2―螺紋中徑，d2=49.925mm；

B―螺紋半角，β=30°。

4.綜合分析

通過上述分析，有理由認為，在外場使用時，某發(fā)動機1號軸承更換相對比較頻繁的原因，主要是由于采用旋轉(zhuǎn)彈支后其自身內(nèi)部在裝配時施加了很大的軸向預(yù)載，而非因為工作時承受來自動力渦輪轉(zhuǎn)子和直升機減速器轉(zhuǎn)子的載荷所致。采取措施進一步優(yōu)化軸承的設(shè)計以及更精確地控制裝配預(yù)載，雖然可以在某種程度上提高1號軸承的壽命，但是，只要是保留輸出軸上的旋轉(zhuǎn)彈支，1號軸承更換相對比較頻繁的現(xiàn)象就不可避免。