航空轴承试验器力载荷装置改进方法

叶本远，李锟，杨坤山，刘廷武

（中国燃气涡轮研究院，四川江油621703）

航空轴承试验器力载荷装置改进方法

叶本远，李锟，杨坤山，刘廷武

（中国燃气涡轮研究院，四川江油621703）

为提高航空轴承试验器力载荷装置的加载精度，基于已有试验平台，分析了原加载装置精度偏低的原因，并通过仿真方法予以验证，提出了针对性的改进措施。通过在加载杆中串连传感器，将力信号作为控制变量引入控制闭环，实现对力载荷的直接控制，消除了加载膜片边沿效应的影响；增加预紧弹簧使油压调节阀有效避开非线性工作区域，保证了加载装置的作动速度。经试验验证，改进后的加载装置具有较高的加载精度，且安装、使用方便。

航空发动机；航空轴承；试验器；边沿效应；力载荷；液压加载；膜片；稳态偏差

1　引言

随着航空发动机性能的不断提高，主轴轴承的工作条件变得越来越苛刻。工作中轴承的真实受力情况受诸多因素影响，要准确获取主轴轴承工作状况，必须对轴承进行大量试验。利用专有试验器模拟轴承工况，对轴承进行极限工况适应性试验，再对数据进行分析，是一种可靠性强、成本低、效率高的办法［1］。根据我国航空发动机试验技术相关规范要求，每个批次的轴承必须经过相应的试验考核方可装机［2］。然而目前航空轴承试验面临着很多技术难题，尤其是在复杂工况下，鉴于载荷影响因素多［3］，在试验器中对航空轴承载荷的准确模拟较为困难，而载荷的加载精度又是考核试验有效性的关键技术指标之一。

航空轴承试验器的加载方式以液压加载应用最为广泛。液压加载通过使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作［4］。液压加载按结构又可分为活塞式加载和膜片式加载两种，其区别在于：前者加载面两侧均有油压作用，输出力载荷为加载面两侧力的差值，这种方式加载精度高，可提供双向力载荷，但结构复杂，成本较高；膜片式结构中，加载油仅在一个方向对加载面作用，利用弹性膜片将液体压力传递于加载面，其结构简单，成本低，但加载精度相对较低。

本文基于某型航空发动机主轴承试验，针对其高速、低载的工况特点，以一台高速航空轴承试验器为对象，在其力载荷装置结构分析基础上，剖析了影响载荷精度的主要因素，提出并实施了一种改进方案，基于试验台进行了力载荷装置标定，在0～36 000 r/min工况区间，考核了改进后力载荷装置的加载精度。

2　原有力载荷装置性能分析

2.1试验器介绍

中国燃气涡轮研究院拥有多台高速航空轴承试验器，其中一台如图1所示，采用的是液压加载方式。鉴于径向力载荷装置与轴向力载荷装置原理相同，本文主要对径向力载荷装置进行分析。其径向力载荷装置机构见图2，采用膜片式加载结构。其加载原理为：加载油泵将加载油输入油腔，加载油压迫膜片将力传递到加载杆，加载杆通过加载套将力载荷最终施加于试验轴承。

图1　试验器实物图Fig.1 Picture of the test bench

2.2原有力载荷装置缺陷分析

图2所示装置的一个主要缺陷是膜片边沿效应造成的偏差，使得实际加载面积偏小，见图3。据统计此种偏差最高可达10%［5］，以下立足此因素对加载精度进行分析。原有力载荷装置控制过程见图4，控制参数为油压，近似认为力载荷与加载面积成线性关系。

调节块受油压作用力为：

式中：F为力载荷，p为油压，A为加载面积。

图2　原有载荷装置结构图Fig.2 Structure of the original loading device

图4　原控制闭环Fig.4 The original control closed loop

引入边沿效应系数ε，其物理意义为有效加载面积与理论面积之比（0.90≤ε≤1.00）。则实际力载荷的径向力载荷Fr为：

将油压调节阀等效为一个惯性环节，传递函数为：

式中：K为增益系数，τ为时间常数。

基于SIMULINK平台，参照图4编写仿真程序，模型相关参数见表1，仿真得到原系统输出力载荷曲线如图5所示。可见，实际力载荷与设定值存在较大偏差，稳态偏差超过10%。其原因在于：控制系统以加载油压为控制对象，保证油压稳定，但实际加载面积偏小使得输出载荷偏低。

表1　模型相关参数Table 1 Parameters of the mode

开环条件下，调节油压改变输出力载荷，得到油压-力载荷的关系，见图6。可见，0～0.3 MPa区间，油压调节阀不能有效作动，因而对应测试加载面不能有效施加小于100 N的载荷，其原因是油压调节阀在低压段处于非线性工作区；油压达到0.3 MPa后，油压调节阀开始作动，但油压-力载荷关系线性度较差；0.6～2.8 MPa区间，油压调节阀作动迅速，且油压-力载荷的线性度良好。拟合实测油压-力载荷参数，得有效加载面积为1 172 mm2，较理论值1 257 mm2偏低（ε=0.93）。

图5　原有力载荷装置的力载荷响应仿真曲线Fig.5 Simulation curve of the original loading device

图6　原有力载荷装置的力载荷标定结果Fig.6 Calibration results of the original loading device

综上，影响原有力载荷装置加载精度的主要原因有：①控制闭环以油压为控制对象，由于膜片边沿效应等因素的影响，实际加载面积较理想值存在较大偏差，因此实际输出力载荷精度偏低；②油压调节阀在低压工作状态下不能有效作动，不能施加小于100 N的载荷，这对试验轴承在小于100 N加载载荷的工况下影响较大。

3　力载荷装置改进方案

3.1结构改进

常规轴承试验器一般不直接测量力载荷，而是采取测量加载油压来间接测量，何强等［5］将力传感器串入加载杆中实现了力载荷的在线测量。在文献［5］基础上，进一步将力载荷信号直接导入控制闭环，以完成力载荷的在线测量与控制，改进后的加载结构见图7。对原有加载装置结构做了如下修改：在加载杆与加载基体之间增加一个预紧弹簧，加载杆中间安装一个拉压力传感器；传感器两端通过螺纹连接两个调节块，输入加载杆将单向调节块压紧，双向调节块通过螺纹将输出加载杆与拉压力传感器连接在一起。加载杆输出端均采用球头结构以便于安装。工作时，拉压力传感器实时测量力载荷；预紧弹簧提供一个与力载荷反向的预紧力，强制提高油腔的工作油压，以保证油压调节阀在其线性工作区段作动。

图7　改进后的加载装置结构图Fig.7 Structure of the upgraded loading device

3.2性能仿真改进

改进后的控制过程见图8，此时控制参数为加载到轴承上的实际力载荷。仍选取表1中采用的模型参数，假定各元件都处在线性工作区，改进后的力载荷响应仿真曲线见图9。可见，以力载荷为控制对象，力载荷控制精度显著提高，稳态偏差小于1%。

4　试验验证

4.1开环特性测试

开环条件下，通过设定油压调节阀控制电压，同时测量油压及传递到拉压力传感器上的力载荷，得到电压-油压-力载荷的关系曲线，如图10所示。可见，0～1.8 V控制电压区间，输出力载荷很小；当控制电压达到2.0 V后，力载荷与控制电压呈现良好的线性关系。其原因在于：当所需力载荷较小时，油压调节阀处于非线性工作区域，作动不灵敏，而新增预紧弹簧迫使油压调节阀的最小工作压力点提高到0.6 MPa，能有效保证增益参数的准确性。在线性工作区域，拟合油压与力载荷的线性关系，得到改造后有效加载面积为643 mm2（ε=0.91）。

4.2动态特性测试

测试工况如表2所示，考核改进后力载荷装置的性能，得到加载过程的时域曲线，见图11。测试过程中，力载荷平稳，但升降速过程中径向力载荷存在一定波动，这是由于升降速过程中转子不平衡振动对加载杆的干扰所致。

图11　改进后的力载荷动态变化曲线Fig.11 Loading dynamic curve after the improvement

三种工况稳态条件下，力载荷的波动见图12。各工况点，实测力载荷与设定值吻合较好，最大偏差值分别为4.3 N、5.0 N、11.3 N；随着力载荷设定值的增大，偏差比例变小，分别对应3.8%、2.0%、1.2%。其原因在于力载荷设定值增大，油压调节阀工作区域上移，靠近最佳工作区域，作动精度得到保证。

综上，改进后，在测试工况内，加载精度得到显著提高，最大偏差比例为3.8%。通过试验还发现，当设定载荷很小时，力载荷的偏差率较大，原因在于偏差的绝对值基本不变，而设定值过小所致；同时，由于膜片结构仅能施加单向载荷，若设定值过小，转子的不平衡力可能超过设定值，此时力载荷加载精度无法保证。如改进后在转速36 000 r/min条件下，加载装置不能准确提供小于30 N的力载荷。若要实现较小载荷的精确施加，则要求作动装置能实现双向加载，此时就必须采用活塞式加载结构，膜片式结构不再适用。

图12　三种工况下力载荷的稳态偏差Fig.12 Steady deviation under three different conditions

5　结论

（1）原有力载荷装置由于忽略了膜片的边沿效应，使得实际载荷值较理想值偏小、精度低，加载精度由控制油压决定（3.2 MPa±1.0%FS），且实际载荷值无法在线测量和评估，油压调节阀在低压状态下不能有效作动。

（2）改进后的力载荷装置，以力载荷为控制参数，可以有效减小边沿效应的影响；预紧弹簧的使用可以避开油压调节阀的非线性工作区域，从而能保证较高的加载精度（1 600 N±1.0%FS），能有效提高试验的有效性，且安装、使用方便。

（3）影响加载精度的因素较多，其中最直接的因素是执行机构的性能。改进后的力载荷装置不能提供过小（或反向）载荷。若想进一步提高载荷精度，则必须对执行机构进一步完善，如选用活塞式结构。

［1］孙德智.高速航空主轴轴承实验器的动静态特性分析［D］.哈尔滨：哈尔滨工业大学，2006.

［2］李智刚，唐平宣.一种新型中推主轴轴承试验机［J］.轴承，2009，（8）：40—41.

［3］刘建中.圆锥动静压轴承动特性试验研究［D］.郑州：郑州大学，2004.

［4Prabhu T J，Ganesan N.Characteristics of conical hydrostatic thrust bearings under rotation［J］.Wear，1981，73（1）：95—122.

［5］何强，叶军，牛青波，等.高速轴承试验机的加载装置：中国，102620935［P］.2012-08-01.

An improving method of loading device for aviation bearing test bench

YE Ben-yuan，LI Kun，YANG Kun-shan，LIU Ting-wu
（China Gas Turbine Establishment，Jiangyou 621703，China）

To improve the precision of loading device for a certain aviation bearing test bench，the factors affecting the accuracy were analyzed based on the original test bench.Some modifications were completed，such as introducing the force signal into the closed loop，with the help of the force sensor in the load lever，to realize the direct control of loading force and eliminate the edge effect of rubber sheet，adding a preloading spring to avoid the nonlinear working range of the valve and accelerate the moving of the loading device effectively.Finally，both the better accuracy of the upgraded loading device and the convenience of assembly and operation were verified through test.

aero-engine；aviation bearing；test rig；edge effect；loading force；hydraulic loading；diaphragm；steady deviation

V233.4+5；V241.06

A

1672-2620（2015）05-0054-04

2014-12-05；

2015-09-03

叶本远（1985-），男，四川三台人，工程师，硕士，主要从事航空发动机轴承试验技术研究。