某发动机1号轴承寿命分析

王立

（中国航发湖南动力机械研究所，湖南株洲 412002）

0.引言

某发动机自投产以来，经过不断改进，结构性能日臻完善，功率不断增加，达到了极好的可靠性、维护性、耐久性、燃油经济性和安全性水平，甚至可适应苛刻的环境条件，成为所在功率范围最受欢迎的发动机[1]。此发动机在服役维修中，相对其它轴承而言1号轴承因损坏而进行的更换比较频繁。

对于国外发动机来说，轴承损坏很少是因为轴承的设计制造有问题，多数情况下是因为轴承在使用中承受的载荷有问题。为此，本文试图从载荷分析入手，找出1号轴承寿命相对较短的原因。

1.1号轴承简介

某发动机采用同心前输出的结构形式，动力涡轮轴穿过燃气发生器转子中央，在发动机前端与输出轴组件通过小花键联接（见图1），输出轴的另一端则通过大花键与直升机减速器的输入轴联接。输出轴由1号、2号两个轴承支承，其中1号轴承为双排球轴承，内环采用前、后对半结构，可以看作两个球轴承并列安装在一起。在发动机上装配时，1号轴承分半的两内环通过前方的锁紧螺母压紧在输出轴的轴颈上，但两内环之间仍然保留有轴向间隙，两个轴承之间及内、外环之间则没有轴向游隙。

图1 某发动机1号轴承及其安装环境

2.工作载荷分析

由于在输出轴前、后与其联接的转子没有轮盘等质量较大的零件，因此，1号轴承在工作中承受的径向载荷不会很大。在轴向载荷方面，通过花键摩擦的传递，1号轴承则可能承受来自动力涡轮转子和直升机减速器转子的载荷。某发动机型号规范中规定，输出轴应能吸收任一方向的最大推力，是输出轴传递发动机稳态扭矩极限时切向力的20%，根据花键参数和工作扭矩计算其值约为5000N。

正常情况下对于动力涡轮转子而言，其上只作用有气动轴向力且方向朝后，该轴向力由6号支点的球轴承承受。直升机机动飞行时，如果机动载荷朝后，则机动载荷与气动轴向力方向一致，叠加在一起后总的轴向力仍由6号轴承承受。如果机动载荷朝前且大于气动轴向力，则动力涡轮转子上总的轴向力方向变化为朝前。由于6号轴承存在轴向游隙，不能马上承受相反方向的载荷，轴向力方向刚变化时，动力涡轮转子的轴向力将通过与输出轴之间连接花键的摩擦传递至输出轴。这时，由于如前所述1号轴承没有游隙，动力涡轮转子的轴向力随即由1号轴承承受，其大小等于动力涡轮转子朝前的机动载荷与朝后的气动轴向力之差。

在某发动机型号规范中，直升机飞行时朝前最大过载系数为4，着陆时为10。动力涡轮转子的质量约为15kg，即使不考虑气动轴向力，1号轴承承受的来自动力涡轮转子的轴向力不超过15×9.8×10=1470N。由于减速器输入级转子的质量比动力涡轮转子小，其可能传递给1号轴承的机动载荷将更小。1470N的载荷并不算大，可以认为1号轴承不会因为来自动力涡轮转子的工作载荷而引起寿命缩短。某发动机的3号轴承，对应的燃气发生器转子蹿动量大且转子质量大，3号轴承在直升机飞行时可能承受的机动载荷更大，并且，3号轴承的滚动体尺寸及轴承外径均更小些，但是，3号轴承却很少更换，这也从一个侧面证明了1号轴承的损坏不是因工作载荷而引起。

3.装配载荷分析

某发动机1号轴承之所以设计成双排球轴承，是因为该发动机采用了一种特殊的结构设计——旋转弹支。如果没有旋转弹支，对于某这种采用同心前输出功率方式的发动机而言，一般情况下，从正常的支承功能来说，1号轴承采用单排球轴承就能满足要求。与某发动机结构形式类似的RTM322和Ardiden3等发动机，其1号轴承都是采用单排球轴承，其中Ardiden3发动机1号轴承的结构形式如图2所示。而某发动机出于转子动力学设计的考虑，需要对动力涡轮轴在前端采用弹性支承，另一方面，动力涡轮轴前端部位空间紧凑，在静子件上安排弹性支承难度较大。为此某发动机在输出轴上加工鼠笼结构构成旋转弹支。对于旋转弹支而言，2号轴承相当于其限幅器，而1号轴承则要承担输出轴轴线的定位功能，并对旋转弹支进行“安装固定”，需要采用双排球轴承的结构形式。采用双排球轴承后，1号轴承相当于两个球轴承并列安装在一起，分别构成输出轴的前、后两个支点。

图2 Ardiden3发动机1号轴承及其安装环境

如图3所示，当输出轴承受来自动力涡轮轴的径向载荷Fr时，后支点承受和传递这一径向载荷，后支点对输出轴的径向作用力Fr'与动力涡轮轴对输出轴的径向作用力Fr形成力矩M，为此，前、后支点与输出轴之间将作用附加径向载荷Frm和Frm'形成力矩M'与M平衡。比起1号轴承与2号轴承的距离而言，1号轴承双排球轴承之间的轴向间隔有限，从而使得附加径向载荷比较大，数倍于来自动力涡轮轴的径向载荷。由于附加径向载荷的存在，在1号轴承的前排球轴承，需要承受附加径向载荷，在后排球轴承，则要承受附加径向载荷与外传径向载荷之和。

图3 输出轴受力分析

输出轴与双排球轴承之间作用有上述径向载荷时，输出轴在前、后排球轴承部位将产生方向相反的径向载荷，从而导致其轴线将产生一定的偏转，并因此使输出轴在支承动力涡轮轴的部位（2号轴承部位）产生附加位移，由于杠杆效应，后者动力涡轮轴的径向位移是前者前、后排轴承径向位移的数倍。要控制这种附加位移，使1号轴承很好地对旋转弹支进行安装固定，就要保证两排球轴承足够的径向接触刚度。为了提高前、后排轴承的径向刚度，达到对旋转弹支进行安装固定的效果，必须对前、后排轴承施加轴向载荷。具体方法是，如前所述，1号轴承的内环以螺母压紧在输出轴的轴颈上，分半的两内环之间保留有间隙。如图4所示，拧紧螺母时，其与隔套、输出轴之间分别作用有方向相反的轴向力，其中，隔套上的轴向力传至前排球轴承的内环后，沿前排球轴承滚动体、外环、后排球轴承滚动体的迂回路线传至后排球轴承内环，最后传至输出轴，与螺母施加给输出轴的轴向力平衡。也就是说，装配螺母时，双排球轴承承受了预载——内力。

图4 1号轴承装配内力示意图

在相同转速、相同径向载荷条件下，在很大的轴向载荷范围内，球轴承径向刚度与轴向载荷成正比，如图5所示。根据这种关系，1号轴承在装配时需要以较大的力矩拧紧压紧螺母，从而使双排球轴承之间互相施加较大的轴向预载。其实，对一般的球轴承安装而言，其内环都需要压紧螺母以较大的轴向预载压紧，但是，这种轴向预载只作用在内环与转子轴之间，而双排的1号球轴承，这种轴向预载则通过滚动体传递，作用在双排球轴承之间。

图5 球轴承径向刚度与轴向载荷关系

根据在某发动机维修中所进行的测量，1号轴承内环压紧螺母的拧紧力矩约为300N·m。据此计算对应的前、后排轴承之间的轴向预载为32258N，是前述1号轴承最大可能工作载荷的20倍之多。计算采用公式[2]：

F―预紧力产生的轴向载荷（N）；

M―拧紧力矩,M=300N•m；

F―摩擦系数，f=0.15；

R―螺母支撑面外半径，R=34.85mm；

R―螺母支撑面内半径，r=31.3mm；

N―每英寸长度上的螺纹扣数，n=16；

d2―螺纹中径，d2=49.925mm；

B―螺纹半角，β=30°。

4.综合分析

通过上述分析，有理由认为，在外场使用时，某发动机1号轴承更换相对比较频繁的原因，主要是由于采用旋转弹支后其自身内部在装配时施加了很大的轴向预载，而非因为工作时承受来自动力涡轮转子和直升机减速器转子的载荷所致。采取措施进一步优化轴承的设计以及更精确地控制装配预载，虽然可以在某种程度上提高1号轴承的寿命，但是，只要是保留输出轴上的旋转弹支，1号轴承更换相对比较频繁的现象就不可避免。