某發動機1號軸承壽命分析

王立

（中國航發湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0.引言

某發動機自投產以來，經過不斷改進，結構性能日臻完善，功率不斷增加，達到了極好的可靠性、維護性、耐久性、燃油經濟性和安全性水平，甚至可適應苛刻的環境條件，成為所在功率范圍最受歡迎的發動機[1]。此發動機在服役維修中，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。

對于國外發動機來說，軸承損壞很少是因為軸承的設計制造有問題，多數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

某發動機采用同心前輸出的結構形式，動力渦輪軸穿過燃氣發生器轉子中央，在發動機前端與輸出軸組件通過小花鍵聯接（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，內環采用前、后對半結構，可以看作兩個球軸承并列安裝在一起。在發動機上裝配時，1號軸承分半的兩內環通過前方的鎖緊螺母壓緊在輸出軸的軸頸上，但兩內環之間仍然保留有軸向間隙，兩個軸承之間及內、外環之間則沒有軸向游隙。

圖1 某發動機1號軸承及其安裝環境

2.工作載荷分析

由于在輸出軸前、后與其聯接的轉子沒有輪盤等質量較大的零件，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子和直升機減速器轉子的載荷。某發動機型號規范中規定，輸出軸應能吸收任一方向的最大推力，是輸出軸傳遞發動機穩態扭矩極限時切向力的20%，根據花鍵參數和工作扭矩計算其值約為5000N。

正常情況下對于動力渦輪轉子而言，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，動力渦輪轉子的軸向力隨即由1號軸承承受，其大小等于動力渦輪轉子朝前的機動載荷與朝后的氣動軸向力之差。

在某發動機型號規范中，直升機飛行時朝前最大過載系數為4，著陸時為10。動力渦輪轉子的質量約為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子的軸向力不超過15×9.8×10=1470N。由于減速器輸入級轉子的質量比動力渦輪轉子小，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子的工作載荷而引起壽命縮短。某發動機的3號軸承，對應的燃氣發生器轉子躥動量大且轉子質量大，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

某發動機1號軸承之所以設計成雙排球軸承，是因為該發動機采用了一種特殊的結構設計——旋轉彈支。如果沒有旋轉彈支，對于某這種采用同心前輸出功率方式的發動機而言，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。與某發動機結構形式類似的RTM322和Ardiden3等發動機，其1號軸承都是采用單排球軸承，其中Ardiden3發動機1號軸承的結構形式如圖2所示。而某發動機出于轉子動力學設計的考慮，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。為此某發動機在輸出軸上加工鼠籠結構構成旋轉彈支。對于旋轉彈支而言，2號軸承相當于其限幅器，而1號軸承則要承擔輸出軸軸線的定位功能，并對旋轉彈支進行“安裝固定”，需要采用雙排球軸承的結構形式。采用雙排球軸承后，1號軸承相當于兩個球軸承并列安裝在一起，分別構成輸出軸的前、后兩個支點。

圖2 Ardiden3發動機1號軸承及其安裝環境

如圖3所示，當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生方向相反的徑向載荷，從而導致其軸線將產生一定的偏轉，并因此使輸出軸在支承動力渦輪軸的部位（2號軸承部位）產生附加位移，由于杠桿效應，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倍。要控制這種附加位移，使1號軸承很好地對旋轉彈支進行安裝固定，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號軸承的內環以螺母壓緊在輸出軸的軸頸上，分半的兩內環之間保留有間隙。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環后，沿前排球軸承滾動體、外環、后排球軸承滾動體的迂回路線傳至后排球軸承內環，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載——內力。

圖4 1號軸承裝配內力示意圖

在相同轉速、相同徑向載荷條件下，在很大的軸向載荷范圍內，球軸承徑向剛度與軸向載荷成正比，如圖5所示。根據這種關系，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載。其實，對一般的球軸承安裝而言，其內環都需要壓緊螺母以較大的軸向預載壓緊，但是，這種軸向預載只作用在內環與轉子軸之間，而雙排的1號球軸承，這種軸向預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系

根據在某發動機維修中所進行的測量，1號軸承內環壓緊螺母的擰緊力矩約為300N·m。據此計算對應的前、后排軸承之間的軸向預載為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―預緊力產生的軸向載荷（N）；

M―擰緊力矩,M=300N?m；

F―摩擦系數，f=0.15；

R―螺母支撐面外半徑，R=34.85mm；

R―螺母支撐面內半徑，r=31.3mm；

N―每英寸長度上的螺紋扣數，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彈支后其自身內部在裝配時施加了很大的軸向預載，而非因為工作時承受來自動力渦輪轉子和直升機減速器轉子的載荷所致。采取措施進一步優化軸承的設計以及更精確地控制裝配預載，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彈支，1號軸承更換相對比較頻繁的現象就不可避免。