液氧煤油發動機重型軸承試驗機的設計及仿真分析

梁瑞鑫，鄭曉沛

(西安航天動力研究所，西安 710100)

1 設計要求

在重型液氧煤油發動機的研制過程中，需要對發動機中使用的軸承進行運轉試驗，為軸承的改進及應用提供試驗依據[1]。發動機中使用的重型軸承有QJS224，6219，QJS218和6217，這4類軸承具有尺寸大、質量大、運轉功率高、使用工況惡劣等特點。而目前所用的軸承試驗機無法滿足其試驗要求，需重新設計新型重型軸承試驗機。根據重型軸承的技術參數，確定的重型軸承試驗機的技術參數見表1。

表1 重型軸承試驗機的技術參數Tab.1 Technical parameters of heavy bearing tester

2 總體結構

重型軸承試驗機應具備強度高、耐低溫、耐腐蝕、裝配簡單等特點，且在保證強度的前提下軸的質量盡量小。因此，重型軸承試驗機承力較小的零件(外殼體、底座等)采用不銹鋼1Cr18Ni9Ti；承力較大、工作條件惡劣的零件(軸、軸徑向載荷加載活塞、螺栓等)采用鋼S-07。

根據設計要求，重型軸承試驗機的總體結構如圖1所示。試驗機采用2個支點支承的懸臂式結構，試驗機軸上安裝有3套軸承：前腔的徑向載荷支承軸承，中腔的試驗軸承(第1支點)和后腔的后支承軸承(第2支點)。其中，徑向載荷支承軸承與試驗軸承選擇為同型號的重型軸承，由于4種型號重型軸承的尺寸各不相同，試驗機的外殼體(由前端蓋、加載殼體、工藝殼體、后端蓋組成)與軸向、徑向載荷加載器可共用，只需更換不同的軸及相應的軸承外襯套，就能夠對不同型號的軸承進行試驗；后腔支承軸承則采用6214軸承，6214軸承為成熟型號發動機所用軸承，各項能力已得到充分考核，而且具有尺寸小、功耗低的優點。

圖1 重型軸承試驗機總體結構示意圖Fig.1 Diagram of overall structure of heavy bearing tester

軸向、徑向載荷均通過加載器作用于軸承：軸向載荷加載器通過螺紋與試驗機前端蓋連接，將軸向載荷水平施加于前腔支承軸承，施力方向與3套軸承同軸，通過機械零件的傳遞將力作用于試驗軸承；徑向載荷加載器垂直安裝于試驗機加載殼體上，與試驗機之間采用螺紋連接。徑向載荷垂直施加于前腔徑向載荷支承軸承上，施力方向與3套軸承的軸線垂直，通過軸的杠桿作用將力作用于試驗軸承。具體來說，在施加軸向和徑向載荷后，前腔支承軸承和試驗軸承承受相同的軸向力，后腔支承軸承不承受軸向載荷；3個軸承都要承受徑向載荷，其中試驗軸承承受最大的徑向載荷，2個支承軸承承受較小的徑向載荷。

另外，試驗機具有介質(水、液氮)進出口接頭，可滿足試驗所需的介質流量要求(圖2a)。試驗機還設有一些傳感器接頭，用以滿足各項參數的測量需要，具體接頭(圖2b)包括：軸承入口壓力Pi、軸承入口溫度Ti、軸承出口壓力Pe、軸承出口溫度Te、前腔壓力P1、前腔溫度T1、軸承的外壁溫度(Tb1，Tb2，Tb3)。

圖2 重型軸承試驗機介質進出口及測試接口位置示意圖Fig.2 Schematic diagram of medium entrance /exit and test interface position of heavy bearing tester

3 設計計算

3.1 試驗機外殼體強度計算

加載殼體與工藝殼體的理論壁厚為

(1)

式中：δ為圓筒計算厚度，mm；p為壓力，MPa；d為圓筒內徑，mm；[σ]t為設計溫度(-196 ℃)下圓筒材料的許用應力，MPa。

由于實際情況下，工藝殼體和加載殼體的端面上需加工螺栓孔和密封槽，且外壁上需安裝旋入式接頭，因此工藝殼體與加載殼體的實際壁厚可取為理論計算值的2倍。

前端蓋與后端蓋的厚度計算式為

(2)

(3)

式中：δ0為平蓋計算厚度，mm；Dc為平蓋計算直徑，mm；K為結構特征系數；W為工作狀態下的螺栓載荷，N；LG為螺栓中心至墊片壓緊力作用中心線的徑向距離，mm。

3.2 軸的設計

3.2.1 空心軸尺寸

由于重型軸承尺寸較大，試驗機所用軸的直徑及質量均較大，增加了試驗機的運轉功率，對軸和試驗機的力學強度提出了較高要求。因此，嘗試采用空心軸方案，將軸部分掏空，從而減小軸的質量，降低軸和試驗機的力學強度要求。

通過參考重型液氧煤油發動機主軸的實際尺寸，采用了比實際空心軸更安全的尺寸設計：QJS224軸承試驗機的軸內部設計φ80 mm的空心區(圖3)；6217，6219，QJS218軸承試驗機的軸內部均設計φ40 mm的空心區。

圖3 QJS224軸承試驗機的空心軸示意圖Fig.3 Diagram of hollow shaft of QJS224 bearing tester

3.2.2 軸的臨界轉速

為確保試驗機安全運行，軸的工作轉速應避開其臨界轉速[2]，且應該在各階臨界轉速一定范圍之外。當軸工作轉速低于1階臨界轉速ncr1時，其工作轉速應取n<0.75ncr1，工程上稱這種軸為剛性軸[3]。

軸的1階臨界轉速為

(4)

通過計算，得出4種軸中最小的1階臨界轉速為31 629 r/min，而重型軸承的最大轉速為18 600 r/min，低于0.75ncr1(23 722 r/min)，所以重型軸承試驗機主軸在試驗工況下的運轉是安全穩定的。

3.3 密封設計

3.3.1 密封件

針對重型軸承的試驗要求，試驗機外殼體上(前端蓋、加載殼體、工藝殼體、后端蓋之間的連接處)的密封件采用如圖4所示的靜密封環，該密封環由U形密封外殼和螺旋繞制的耐腐蝕彈簧組成，能夠承受80 MPa的工作壓力，工作溫度為-200～260 ℃，且在結構完好的情況下可重復使用。

圖4 靜密封環的結構圖Fig.4 Structure diagram of static seal ring

試驗機的后端蓋采用迷宮密封和某型旋轉密封環，如圖5所示。旋轉密封環由U形密封外殼和V形耐腐蝕彈簧組成，U形密封外殼帶有凸緣，以防止密封件在溝槽中旋轉，動態唇口能夠減小摩擦，使密封環具有良好的擦拭能力。該旋轉密封環能夠承受25 MPa的工作壓力，工作溫度-200～260 ℃，在結構完好的情況下亦可重復使用。

圖5 后端蓋密封形式Fig.5 Back end cap seal

另外，后端蓋增加了介質泄出口和氮氣密封口，常溫試驗時迷宮與軸之間泄漏的介質可通過泄出口排出，能夠提高試驗機后端的密封性；低溫試驗時氮氣密封口通入氮氣進行密封，介質泄出口同時排出泄漏介質，進一步增強了試驗機后端的密封性。

3.3.2 螺栓設計

試驗機外殼體上的螺栓連接有3處：前端蓋與加載殼體的連接、加載殼體與工藝殼體的連接、工藝殼體與后端蓋的連接。

工作狀態下，螺栓載荷W、最小螺栓面積Ap及螺栓個數n的計算式為

W=Fp+F，

(5)

(6)

(7)

(8)

式中：W為螺栓設計載荷，N；Fp為最小墊片預緊力，N；F為內壓引起的總軸向力，N；Dk為墊片壓緊力作用中心圓直徑，mm；Pk為計算壓力，MPa；d1為外螺紋的小徑，mm。

由于試驗機外殼體上的螺栓連接處采用HF形特康泛塞密封環，預緊力很小，可忽略不計，取Fp=0，通過(6)式即可得出W，然后通過 (7) 式得到最小螺栓面積Ap，最后通過(8)式確定各處連接的螺栓個數。

內螺紋牙強度計算式為

(9)

式中：τ為切(剪)應力，MPa；Fn為所需的最大擰緊力，N；D為內螺紋的大徑，mm；z為螺紋有效圈數；n為螺栓數目；b為螺紋牙根部寬度，0.87p，p為螺距，mm；kz為載荷不均勻系數，當d/p=9～16時(d為內螺紋小徑)，kz取0.56。

通過計算得出：前端蓋與加載殼體之間的螺栓切(剪)應力為100 MPa，小于外殼體許用應力，連接前端蓋與加載殼體的螺栓數能滿足要求；加載殼體與工藝殼體之間的螺栓切(剪)應力為230 MPa，大于外殼體許用應力，應采用光滑通孔；工藝殼體與后端蓋之間的螺栓切(剪)應力為101 MPa，小于外殼體許用應力，連接工藝殼體與后端蓋的螺栓數能滿足要求。

4 仿真分析

為確定試驗機的設計是否合理可行，對試驗機的重要受力部件，即位于軸向載荷加載器和徑向載荷加載器中的軸向載荷頂套、徑向小活塞頂桿和頂桿進行計算機有限元仿真分析[4]，結果如圖6所示。

由圖6可知：1)當軸向載荷頂套受到60 000 N的軸向載荷時，所受應力最大但不超過124 MPa，遠低于材料許用應力620 MPa，此時的最大變形量為0.03 mm，能夠滿足使用偏差；2)當徑向小活塞頂桿受到30 000 N的徑向載荷時，所受應力最大不超過280 MPa，遠低于材料許用應力(620 MPa)，此時的最大變形量為0.05 mm，能夠滿足使用偏差；3)當頂桿受到60 000 N的軸向載荷時，所受應力最大不超過395 MPa，遠低于材料許用應力(620 MPa)，此時的最大變形量為0.04 mm，能夠滿足使用偏差；綜合應力和變形分析可知，這3個重要受力部件均能夠滿足使用要求。

5 結束語

目前，該重型軸承試驗機已完成多次常溫(水)試驗和低溫(液氮)試驗，試驗過程中運轉情況良好，試驗后拆解的試驗機各零件功能良好，無損壞、變形等情況發生。實際試驗情況表明：該重型軸承試驗機設計合理，能夠滿足不同型號軸承的試驗要求，不僅為液氧煤油發動機的研制奠定了基礎，也為今后大型軸承的試驗工藝研究積累了經驗。