葉本遠，劉廷武，李錕，陳松霆

(中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，四川 綿陽 621000)

隨著航空發(fā)動機性能的不斷提高，主軸軸承的工作條件越來越苛刻，要獲取軸承工況，必須進行大量試驗?；趯Ｓ性囼灆C模擬軸承工況，對軸承進行極限工況適應性試驗，再對數(shù)據(jù)進行分析，是一種可靠性強、成本低、效率高的方法[1]。斷油狀態(tài)是航空軸承最苛刻的工況，航空發(fā)動機型號規(guī)范中明確規(guī)定發(fā)動機主軸軸承必須進行潤滑油供給中斷試驗。

針對航空發(fā)動機主軸軸承斷油性能，許多學者進行了較為廣泛的研究。文獻[2]系統(tǒng)分析了工作條件、保持架材料、結(jié)構(gòu)、引導方式和引導間隙等因素對主推力球軸承工作溫度和斷油次數(shù)的影響；文獻[3]分析了某航空發(fā)動機主推力球軸承在不同載荷下的斷油特性，給出了相應的軸承斷油溫升曲線；文獻[4-5]分析了航空發(fā)動機主軸軸承的斷油通過性；文獻[6]通過對某發(fā)動機主軸承進行斷油試驗研究，就軸承斷油狀態(tài)下產(chǎn)生的破壞形式及機理進行分析；文獻[7]對在航空發(fā)動機滑油系統(tǒng)斷油時的主推力球軸承進行了瞬態(tài)熱分析，給出了主推力球軸承斷油30 s的安全裕度。

現(xiàn)利用專用軸承試驗機，對某發(fā)動機4個支點的軸承進行斷油試驗, 分析其抗斷油能力。通過分析軸承外圈溫升趨勢，探討軸承在斷油過程中的溫升機理。

1 試驗

1.1 試樣

試樣為某發(fā)動機4個支點的支承軸承(總共5個支點，其中2#支點軸承未考核)，分別簡稱為1#軸承、3#軸承、4#軸承及5#軸承。軸承參數(shù)見表1，均為外圈固定、內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)。

表1 試驗軸承參數(shù)

1.2 試驗設備

試驗在某航空發(fā)動機專用軸承試驗機上進行，試驗頭主體全部采用簡支結(jié)構(gòu)，其中1#軸承與5#軸承外圈與軸承座間安裝擠壓油膜阻尼器(圖1)，外圈溫度通過貼在其端面的E型熱電偶測量；3#軸承與4#軸承外圈直接安裝于剛性軸承座(圖2、圖3)，軸承外圈溫度通過鎧裝溫度傳感器測量(插入軸承座沿徑向預留的安裝孔)。

圖1 1#，5#軸承試驗結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 3#軸承試驗結(jié)構(gòu)示意圖

圖3 4#軸承試驗結(jié)構(gòu)示意圖

1.3 試驗條件及方法

試驗軸承的斷油條件見表2,4套軸承的供油方式均為單邊噴射，潤滑油牌號為4050，供油溫度為(120±5) ℃，斷油時間為15 s，工況為典型高轉(zhuǎn)速、小載荷。首先對軸承進行跑合，然后按照表2工況運轉(zhuǎn)300 s后開始斷油，15 s后恢復供油，繼續(xù)運轉(zhuǎn)1800s后停車。試驗中，若在設定時間內(nèi)出現(xiàn)電流異常增大、噪聲或軸承溫度異常變化的情況，立即停車檢查，判斷是否中斷試驗。

表2 斷油試驗條件

2 試驗結(jié)果

2.1 溫度變化

試驗過程中軸承的溫度變化如圖4所示。由圖可知，4套軸承的溫度變化趨勢基本一致，斷油前軸承外圈溫度已趨于穩(wěn)定；斷油期間，外圈溫度迅速降低，達到最低值后逐漸上升；斷油結(jié)束后，外圈溫度持續(xù)上升，達到最高點后緩慢降低并最終穩(wěn)定。其中，3#軸承的溫度變化最大，溫差達12.6 ℃，其他軸承的溫差不超過5 ℃；3#軸承溫升響應時間也最長，約為300 s；1#軸承與5#軸承溫升響應時間最短，約50 s。

圖4 試驗中軸承溫度變化

將3#軸承與5#軸承斷油期間及斷油前后部分數(shù)據(jù)單獨提出，得到流量與溫升局部關系曲線如圖5所示。由圖可知，試驗軸承在斷油期間，軸承外圈溫度先降低后升高，恢復供油后，外圈溫度繼續(xù)升高，達到最高點后開始下降直至穩(wěn)定，斷油前、后的穩(wěn)態(tài)條件下，外圈溫度趨于一致。

圖5 斷油時刻軸承溫度變化

2.2 軸承外觀

2.2.1 自檢結(jié)果

試驗結(jié)束后，現(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn)各軸承旋轉(zhuǎn)靈活，無卡滯。分解檢查結(jié)果如圖6～圖9所示。鑒于1#軸承與4#軸承的設計特殊，滾動體無法單獨取出，因此無外滾道照片。由圖可知，試驗后，所有軸承滾道承載面顏色均有不同程度加深，出現(xiàn)無深度劃痕，3#與4#軸承外滾道尤其突出，其中3#軸承外滾道劃痕面積最大，4#軸承內(nèi)滾道劃痕數(shù)最多；各滾動體上均出現(xiàn)整圈的無深度劃痕。

圖6 1#軸承試驗后分解檢查圖片

圖7 3#軸承試驗后分解檢查圖片

圖8 4#軸承試驗后分解檢查圖片

圖9 5#軸承試驗后分解檢查圖片

軸承滾道顏色加深的原因在于斷油后滾道溫度較高;出現(xiàn)大量劃痕的機理是：斷油開始時，隨著油膜減小直至消失，套圈、滾動體和保持架的接觸面磨損加劇，造成表面劃傷。單個較為明顯的整圈劃痕是由潤滑油中夾雜的硬質(zhì)顆粒物劃傷接觸面所致。3#和4#軸承損傷最為明顯的原因在于其工況最惡劣，轉(zhuǎn)速高、載荷大。

2.2.2 潤滑油檢測結(jié)果

對試驗后的潤滑油進行檢驗，結(jié)果見表3。由表可知，各項參數(shù)均滿足要求，說明軸承的磨損正常。

表3 潤滑油光譜分析結(jié)果

2.2.3 試驗軸承性能檢測結(jié)果

將試驗軸承委托專業(yè)機構(gòu)檢查，軸承尺寸精度、旋轉(zhuǎn)精度及游隙的檢測結(jié)果見表4。由表可知，除了3#軸承內(nèi)徑偏差和5#軸承外徑偏差的檢測結(jié)果指標超差外，其余參數(shù)均正常，超差項為惡劣的試驗工況所致，屬正?，F(xiàn)象；1#軸承和4#軸承為進口軸承，目前尚無相關標準參數(shù)。檢測表明，軸承整體完好，未發(fā)現(xiàn)影響軸承使用性能的問題。

根據(jù)GJB 7268—2011《航空發(fā)動機軸承試驗定壽程序和要求》，4套軸承在斷油期間和恢復正常供油的30 min內(nèi)均正常工作，分解檢查未見明顯變化，通過斷油試驗考核。

表4 軸承結(jié)構(gòu)檢測結(jié)果

3 溫度變化趨勢分析

3.1 軸承摩擦功耗分析

軸承溫升的直接影響因素在于2方面：生熱與散熱。針對圖4、圖5試驗軸承溫升趨勢曲線，從軸承摩擦功耗(生熱)角度進行分析。軸承摩擦功耗主要有2種計算方法：整體法和局部法。文獻[8]基于對各種類型和尺寸軸承的試驗結(jié)果獲得了計算軸承摩擦功耗的經(jīng)驗公式，該方法廣泛應用于軸承行業(yè)；文獻[9]利用局部法對整體法進行了修正，得出了較為精確的計算模型，但計算過程較為復雜。文中主要對斷油過程中軸承溫升趨勢進行分析，重點對溫升現(xiàn)象進行解釋，因此，采用整體法進行討論和計算。

對于球軸承，摩擦力矩主要考慮由外載荷引起的力矩和潤滑油黏性摩擦產(chǎn)生的力矩。

由外載荷引起的力矩為

M1=f1FβDpw，

(1)

潤滑油黏性摩擦引起的力矩為

(2)

式中：f0為與潤滑油相關的系數(shù)；ν0為潤滑油黏度；n為轉(zhuǎn)速，r/min。

總力矩為

M=M1+Mν。

(3)

(1)～(3)式也適用于圓柱滾子軸承摩擦力矩的計算，但各參數(shù)需做調(diào)整，詳見文獻[10]。

由軸承摩擦力矩引起的功耗為

H=1.047×10-4Mn。

(4)

利用(1)～(4)式計算得到試驗軸承的摩擦功耗見表5。由表可知，4套試驗軸承外載荷引起的摩擦功耗量極小，軸承功耗的絕大部分是由潤滑油黏性摩擦引起。參考(2)式，結(jié)構(gòu)確定后，影響滑油黏性摩擦力矩的主要因素為轉(zhuǎn)速和潤滑油黏度系數(shù)。在恒定轉(zhuǎn)速下，潤滑油黏度系數(shù)越小，力矩越小，功率損耗越小。影響潤滑油黏度系數(shù)的主要因素是溫度，在試驗過程中，上述影響因素始終確定，故無法由此解釋斷油期間試驗軸承溫度先降后升的現(xiàn)象。

3.2 試驗分析

取極限狀態(tài)分析，假設軸承在無油狀態(tài)下運轉(zhuǎn)(存在油膜且軸承不損壞)，外載荷引起的力矩M1仍然存在，但此時的黏性摩擦力矩Mν與潤滑油黏度無關，更大程度上取決于空氣黏度。由于空氣黏度系數(shù)比潤滑油黏度系數(shù)低約3個數(shù)量級，因此，在極限狀態(tài)下軸承的黏性摩擦功耗將遠低于表5中的計算值。而試驗軸承的黏性摩擦功耗占總摩擦功耗的比例較大，則黏性摩擦功耗的急劇降低必然導致軸承總摩擦功耗急劇降低。因此，在極限工況下，試驗軸承的總摩擦功耗也將遠低于表5中計算值。斷油相當于將試驗軸承工況由正常工況向極限工況進行切換。

表5 試驗軸承摩擦功耗計算值

綜上，可對試驗軸承溫度變化情況進行解釋：斷油前，軸承摩擦功耗主要由潤滑油黏性摩擦阻力產(chǎn)生；斷油后，由于油量急劇減少，黏性摩擦力迅速降低，最終使得軸承摩擦功耗大幅度降低，該結(jié)論可以通過5#軸承試驗過程中驅(qū)動電主軸的電流值佐證(圖10)。同時，滾動體與滾道表面仍滯留少許潤滑油，軸承的散熱能力變化不大。因此，在生熱大幅降低而散熱不變的情況下，軸承溫度下降。但隨著斷油的繼續(xù)，雖然軸承的生熱仍處于較低狀態(tài)，但因軸承滾道表面殘留吸附的潤滑油量快速減少，軸承散熱介質(zhì)嚴重缺乏，散熱能力大幅下降，軸承熱能儲存逐漸增多，使軸承溫度降低一定值后開始回升。

圖10 5#軸承斷油試驗中電流變化曲線

恢復供油后，試驗軸承功耗值恢復至表5水平，軸承散熱能力完全達到斷油前水平，但由于軸承在斷油狀態(tài)中的熱量積累，軸承溫度繼續(xù)上升，達到最高點后，軸承溫度逐漸降低至斷油前穩(wěn)態(tài)水平。

斷油試驗過程中軸承溫升熱交換過程如圖11所示。

圖11 熱交換示意圖

文獻[3]中試驗軸承所處工況為高轉(zhuǎn)速、中等載荷，外載荷引起的功耗在軸承總功耗中所占比例較大，因此斷油開始后，盡管軸承功率損耗有所降低，但降低并不明顯，反而軸承的散熱能力急劇降低，使得軸承的溫度迅速升高。

為驗證以上分析的正確性，采用某非圓滾道軸承的斷油試驗數(shù)據(jù)進行驗證，該試驗軸承的工況仍然為高速(38 000 r/min)、小載荷(徑向載荷與額定載荷之比1.96%)，但其外滾道為非圓結(jié)構(gòu)，使軸承在裝配時施加了預載荷，故軸承實際承受的載荷比施加的外載荷大。該軸承的斷油試驗數(shù)據(jù)如圖12所示，由圖可知，斷油后軸承溫度立即上升。可以證明，文中斷油試驗后，軸承溫度先降低后升高的根本原因在于軸承的外載荷過小，增加外載荷，此現(xiàn)象可消失。

4 結(jié)論

通過對主軸軸承進行單次15 s斷油試驗，并對試驗現(xiàn)象進行分析，得到如下結(jié)論：

圖12 非圓滾道軸承斷油時刻溫度變化

1)試驗軸承均具有較強的抗斷油能力，在給定條件下通過了斷油試驗考核；

2)在高轉(zhuǎn)速、小載荷工況下進行斷油試驗，軸承溫度呈現(xiàn)出先降后升最終穩(wěn)定的趨勢，其根本原因在于潤滑油黏性摩擦阻力引起的功耗占軸承總功耗的比例較大；

3)針對航空發(fā)動機高轉(zhuǎn)速、小載荷工況，僅小部分潤滑油有效用于軸承潤滑，大部分潤滑油用于軸承冷卻，過多的潤滑油會使軸承摩擦損耗急劇上升。