火箭發動機軸承搖擺試驗技術

袁軍社，趙長安，楊孟博，王 婷

(西安航天動力研究所 液體火箭發動機技術重點實驗室，陜西 西安 710100)

0 引言

運載火箭飛行過程中，為實現箭體姿態控制，要求發動機能夠提供推力矢量控制。在研的大推力液體火箭發動機大都使用創新設計的常平環，采用潤滑性能良好且能自動調心的軸承作為搖擺關節，在伺服機構控制下驅動推力方向繞軸承變化，使得發動機具備單擺、雙擺功能，從而實現箭體俯仰、偏航和滾動三維控制。在此過程中，軸承徑向往往要承受較大的發動機推力載荷，搖擺時其軸向還要承受一定的推力分量和慣性載荷，此外還要在伺服機構系統控制下完成一定角度的往復回轉運動，載荷環境十分嚴酷。其靜態承載能力及疲勞壽命直接決定發動機工作可靠性，軸承摩擦系數直接影響伺服機構系統設計，然而這些參數廠家均無法提供。因此，在實際飛行前必須通過地面試驗對其靜態承載裕度和疲勞壽命進行考核。

通過地面試驗對軸承進行靜態承載和低速搖擺特性研究，國內外也有相關報告和研究成果。如美國軍用標準MIL-B-81819 對低速擺動關節軸承的性能要求和試驗方法進行了詳細的規定，后來頒布的AS 81820也是適用于關節軸承的低速擺動試驗要求。但由于技術保密等原因，已有文獻多僅有對試驗機原理的簡單介紹。Sliney、Kim等利用采用氣壓傳動系統驅動關節軸承實現旋轉擺動，液壓系統進行加載，證明了新工藝的合理性。姜韶峰等采用直流電機+曲柄擺桿機構實現關節軸承的低速擺動。呂新圃等采用異步電機帶動曲柄擺桿機構實現擺動運動，采用杠桿砝碼進行加載。洪富岳等設計出一種關節軸承壽命試驗機，用于研究大直徑、受重載的關節軸承的磨損壽命。邸世勇采用螺旋擺動液壓缸設計了一種關節軸承試驗機，可以將搖擺頻率提高到5 Hz。宋云峰等研制出一種試驗機，該機采用變頻調速電機帶動曲柄擺桿機構實現關節軸承的擺動，通過變頻器調節電機轉速和擺桿長度實現對擺動頻率和擺動角度的調節。國內的洛軸、貴州虹山等也都設計出了類似試驗機?？偨Y其主要特點為：軸向徑向最大加載能力600 kN；不具備施加較大軸向載荷能力；單次試驗只能安裝1個軸承；設備復雜、造價高；通用性不強。

鑒于火箭發動機搖擺用軸承服役環境的復雜性和特殊性，需要研究新的試驗方法，本文以某大推力液體火箭發動機為例，設計了一種新的軸承搖擺試驗方法，并通過試驗驗證了軸承在各種工況下的承載能力、疲勞壽命及摩擦系數，該方法可推廣應用至更大推力及可重復使用發動機軸承的搖擺試驗。

1 邊界及受載分析

1.1 安裝邊界

某大推力火箭發動機搖擺用軸承安裝于常平座，主要用于傳遞推力和作為發動機搖擺中心。發動機工作時，推力室產生的軸向推力經兩側推力室支耳傳遞給常平座軸承，再依次通過常平座、機架將推力傳遞給箭體。伺服機構一端鉸接于機架，另一端鉸接于推力室身部，在高壓煤油作用下驅動伺服機構活塞桿推動推力室身部，使得推力室繞常平座軸承擺動，最終實現發動機搖擺。軸承安裝位置如圖1所示。

圖1 軸承安裝位置示意圖Fig.1 The installation location of bearing in rocket engine

軸承在發動機中的安裝方式為：軸承外圈間隙配合安裝于常平座內孔，一端緊貼內孔凸臺，另一端被擋蓋壓緊，壓緊力來源于螺栓與常平座的螺紋連接，保證軸承外圈為固支約束狀態；內圈與推力室支耳或常平座搖擺軸間隙配合，鎖緊螺母將軸承內圈貼緊于推力室支耳或常平座搖擺軸凸臺。軸承模型及安裝方式如圖2所示。

圖2 軸承模型及安裝邊界示意圖Fig.2 The drawing of real installation mode

1.2 受載方式

通常情況下，發動機常平座分別在對稱位置安裝4個軸承，其中2個軸承安裝于常平座自帶軸，2個軸承安裝于推力室支耳，其實際受載方式為：推力通過推力室支耳或常平座搖擺軸沿軸承徑向施加于軸承內圈；推力分量和慣性載荷產生的軸向載荷通過推力室支耳或常平座搖擺軸凸臺沿軸向施加于軸承內圈。根據發動機工作狀態可將軸承受載情況分為3種：不擺(固定)狀態、單擺狀態和雙擺狀態。軸承實際安裝位置及受載示意圖如圖3所示。

圖3 軸承實際安裝位置及受載分析Fig.3 The real installation location and loaded analysis of bearing

1.2.1 不擺狀態

圖3(a)為發動機不擺狀態即固定狀態，推力室產生的推力由單擺常平座的搖擺軸傳遞到軸承，推力方向始終與推力室初始安裝軸向一致，推力對軸承無軸向分量，存在橫線慣性載荷，軸承只需進行靜態承載能力研究。

1.2.2 單擺狀態

發動機單擺狀態軸承安裝及受載示意圖如圖3(b)所示。發動機進行單向推力矢量調節，軸承安裝形式與不擺狀態一致，軸承只在承受靜態的徑向載荷和軸向慣性載荷的基礎上，同時進行一定角度的低速擺動。

1.2.3 雙擺狀態

雙擺狀態安裝形式如圖3(c)所示。推力室產生的推力由搖擺軸軸承傳遞到雙擺常平環，推力經常平環自帶軸最終傳遞至機架。因此，當發動機雙擺狀態擺圓進行推力矢量調節時，推力室搖擺軸軸承始終受徑向推力，與單擺狀態一致；常平座自帶軸軸承徑向除了承受推力載荷，同時承受推力分量和慣性載荷帶來的軸向載荷，并進行低速擺動。

按照以上分析，若發動機按照角度擺圓時，發動機推力、推力室搖擺軸軸承轉動角度、自帶軸軸承轉動角度、推力產生的自帶軸軸承軸向力間存在如下關系：

(1)

(2)

將式(2)繪成曲線見圖4。可以看出：發動機雙擺時，自帶軸軸承軸向力隨著自帶軸軸承轉動角度的增加逐漸減小。

圖4 自帶軸軸承軸向力與軸承搖擺角度關系曲線Fig.4 The relation between axial load of bearing in coming with axis and swing angle

2 系統設計

2.1 邊界模擬

根據結構對稱思想模擬軸承在發動機常平座的安裝邊界，采用“雙試驗軸承+雙工藝軸承”方法，整體設計軸承低速搖擺試驗系統的載荷邊界，主要由上拉板、下拉板、輔助軸、加載板、搖擺軸、擋圈、擋環、鎖緊螺母、軸承等組成。通過上下對稱設計實現軸承徑向載荷的同步施加，通過對稱實現軸承軸向載荷的同步施加。模擬示意圖如圖5所示。

圖5 軸承實際安裝方式及載荷邊界模擬示意圖Fig.5 The drawing of load boundary simulation

主要設計思路為：下拉板中心設計并列安裝兩個工藝軸承，兩端擋環壓緊工藝軸承外圈，將軸承外圈固定于下拉板內；兩側上拉板下端對稱布置2個試驗軸承，上拉板一側預設凸臺模擬常平座凸臺，另一端通過擋環壓緊試驗軸承外圈，模擬常平座的軸承擋蓋；搖擺軸穿過上述4個工藝軸承和試驗軸承的內圈，軸承之間設計墊環使得內圈接觸，搖擺軸一端設計凸臺約束軸承內圈，另一端通過鎖緊螺母夾緊工藝軸承和試驗軸承內圈，確保4個軸承可以同時轉動；兩側上拉板上端對稱設置2個輔助軸承，軸承安裝方式與試驗軸承一致，中心通過輔助軸穿過內圈和加載板。

2.2 載荷模擬

根據前述對于軸承邊界模擬的設計方法，系統上下方向施加載荷將作用于6個軸承的徑向，每個軸承受到的徑向載荷均為1/2，左右兩側上拉板中心施加水平載荷將作用于輔助軸承和試驗軸承的外圈，每個軸承受到的載荷為1/2。載荷施加方式如圖6所示。

圖6 加載方式模擬示意圖Fig.6 The drawing of loadding mode

其加載方式具體為：徑向加載模塊通過液壓作動筒將載荷作用于輔助軸，輔助軸將載荷傳遞給兩側輔助軸承內圈，依次經上拉板、搖擺軸將載荷施加于試驗軸承和工藝軸承，最終與地面承力點(徑向載荷約束)連接的下拉板形成載荷平衡，實現徑向載荷施加；輔助軸承和工藝軸承外圈嵌入上拉板內孔并靠擋圈壓緊，貼緊于上拉板內孔凸臺，內圈兩側由螺母夾緊，軸向載荷由兩側液壓作動器對稱施加于兩側拉板中心，拉板通過凸臺將載荷施加于輔助軸承和試驗軸承外圈，兩側拉板載荷始終平衡，實現軸向載荷施加。

2.3 搖擺設計

摩擦系數測量的前提是實現軸承的低速往復運動，因此采用伺服作動器驅動安裝于搖擺軸兩端搖擺臂的方式，如圖7所示。

圖7 驅動載荷施加示意圖Fig.7 The schematic drawing of driven load

其基本原理為：作動器一端鉸接于地面，活塞桿通過鉸接軸承帶動驅動桿運動，驅動桿運動經鉸接軸承驅動兩側結構對稱的搖擺臂繞搖擺軸轉動，最終實現試驗軸承和工藝軸承往復運動。因此，測量伺服作動器搖擺時的輸出載荷獲得搖擺力矩，進而得到摩擦系數。

測量的基本思路為：首先進行只施加徑向載荷的試驗，得到試驗軸承和工藝軸承(相當于4個工藝軸承)伺服驅動力，軸承只承受徑向載荷時滿足

=4

(3)

式中：為軸承轉動軸半徑；為擺臂長；為軸承徑向載荷；為軸承只承受徑向載荷摩擦系數；為搖擺驅動力。

然后，對系統同時施加軸、徑向載荷，由于工藝軸承只承受徑向載荷，其摩擦力矩通過式(3)直接得出2。為便于表述定義軸承軸向、徑向載荷作用下的摩擦力矩和摩擦系數只與徑向載荷相關，定義其為等效摩擦系數，摩擦力矩為2。此時測得的摩擦力矩′與摩擦系數之間滿足

′=2+2

(4)

通過獲得的摩擦力矩式(3)和式(4)即可分別求得軸承承受徑向載荷的摩擦數和同時承受軸向、徑向載荷下的等效摩擦數。

3 應用實例

針對某大推力液體火箭發動機搖擺軸承研究需求，軸承徑向受載0～500 kN，軸向載荷0～300 kN，最大搖擺角度±5°，軸承試驗系統如圖8所示。利用系統該軸承進行了靜態承載及搖擺壽命試驗(見圖8)，獲得了軸承靜態承載能力、疲勞壽命和摩擦系數。

圖8 軸承載荷試驗系統Fig.8 The schematic drawing of driven load

當加載至920 kN時軸承外圈斷裂，發生破壞，其靜態承載安全系數大于實際使用載荷的1.8倍。搖擺壽命試驗時，分別按照單擺狀態和雙擺狀態的額定載荷施加，單擺狀態經過2 500次搖擺后試驗軸承仍然完好，高于250次的使用要求；雙擺狀態工況經過2 500次搖擺后試驗軸承完好，高于250次的使用要求。搖擺壽命試驗時，通過測得的驅動力計算得到摩擦系數：單擺狀態摩擦系數始終穩定在0.045左右；雙擺狀態下，相同軸向載荷的等效摩擦系數隨著徑向載荷增加逐漸減小并趨于穩定，240 kN、160 kN、100 kN軸向載荷時等效摩擦數分別在0.08、0.072、0.06。相同徑向載荷的等效摩擦系數隨著軸向載荷增加而變大，試驗結果見圖9。

圖9 軸承等效摩擦系數結果Fig.9 The measuring results of equivalent friction coefficient

4 結論

1)針對大推力液體火箭發動機搖擺用軸承服役環境的復雜性和特殊性，采用“雙試驗軸承+雙工藝軸承”的設計方法，設計了一種新的軸承試驗方法，該方法基于結構對稱思想，考慮不同部位軸承安裝和受載形式同時模擬發動機不擺、單擺及雙擺狀態軸承的實際受載方式，準確模擬了軸承在發動機上的安裝和受載方式，突破了軸承大載荷環境下靜態承載和疲勞壽命試驗無法實現的技術瓶頸。

2)利用該系統順利完成了某大推力液體火箭發動機搖擺軸承的靜態承載及搖擺壽命試驗研究，成功獲得了軸承的靜態承載裕度及疲勞壽命，并得到了軸承工作載荷下的摩擦系數，為伺服機構系統提供了重要設計參數。該方法真實模擬了大推力液體火箭發動機的軸承使用環境，為其他同類需求的軸承試驗研究奠定基礎。