顏家森，滿維偉，楊兵華,2，賀鳳祥，王杏

(1.中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002；2.直升機傳動技術重點實驗室，湖南 株洲 412002)

隨著航空發(fā)動機向著高功重比，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]。通過試驗提前暴露軸承在設計、材料、加工等方面的缺陷是提升主軸軸承性能的關鍵技術。目前，航空發(fā)動機主軸軸承試驗機的試驗軸系多為剛性轉(zhuǎn)子[2]，而航空發(fā)動機高壓轉(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)子動力學響應對軸承性能的影響，因此，研究帶模擬轉(zhuǎn)子的軸承試驗方法，獲取與發(fā)動機真實轉(zhuǎn)子一致的動力學響應十分必要。

1 試驗方案設計

1.1 試驗軸承

以某發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子為研究對象，該轉(zhuǎn)子前支點軸承為1套外圈集成彈性支承的雙半內(nèi)圈三點角接觸球軸承，后支點軸承為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，技術參數(shù)見表1。

圖1 試驗軸承的三維模型

表1 試驗軸承的技術參數(shù)

1.2 試驗方案

所設計的帶模擬轉(zhuǎn)子的試驗方案如圖2所示。為最大限度地模擬發(fā)動機真實轉(zhuǎn)子的動力學特性，設計的模擬轉(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、油膜厚度及封嚴方式，彈性支承剛度等參數(shù)與發(fā)動機真實轉(zhuǎn)子保持一致。經(jīng)振動響應計算[5]，發(fā)動機轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果見表2，發(fā)動機轉(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)動機轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的計算結(jié)果

圖3 發(fā)動機轉(zhuǎn)子與模擬轉(zhuǎn)子的振型圖

如圖4所示，前、后支點軸承均采用與發(fā)動機相同的徑向集油環(huán)環(huán)下潤滑結(jié)構(gòu)，前、后軸承座上各設計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。在設計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)動機實際工況一致。

圖4 前、后支點軸承潤滑簡圖

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

試驗前需進行軸向力的實測標定：在正式試驗前將前支點軸承分解為常規(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)的應變片變形表征軸向力的大??；在標定完空氣壓力后將前支點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。

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

2 試驗程序

試驗前校核噴嘴流量，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)動機一致。為驗證該試驗方案的可行性，主要開展轉(zhuǎn)速試驗。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、試驗軸承的外圈溫度和箱體振動等參數(shù)的變化情況。

3 試驗結(jié)果

隨著模擬轉(zhuǎn)子試驗轉(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)動機轉(zhuǎn)子設計值分別相差2.8%和4.1%，試驗結(jié)果與設計值基本一致。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

試驗過程中前、后支點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、后支點軸承的溫度存在一定的跳躍性，且后支點軸承受影響較大。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、后支點軸承的溫度變化均較小；跨2階臨界轉(zhuǎn)速時，前支點軸承的溫度變化值為0.8 ℃，后支點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(前支點軸承)的影響相對較小，對滾子軸承(后支點軸承)影響較大，可能是因為軸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

通過試驗方案設計和試驗驗證，可以得出以下結(jié)論：

1)設計的具有模擬轉(zhuǎn)子的軸承試驗方案能模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)子的支承形式、動力學響應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。

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

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。