某型航空发动机主轴轴承试验故障分析及改进

张振强，杨兵华，赵洋，胡敬原，白阳

(1.洛阳轴承研究所有限公司，河南 洛阳 471039；2.中国航发湖南动力机械研究所，湖南 株洲 412002)

某型航空发动机燃气涡轮轴前端支点轴承具有高转速、高dm·n值、高工作温度、载荷跨度大等工况要求，轴承的设计、制造难度大，为保证装机安全，考核轴承的性能、寿命等是否满足发动机要求，需在试验机上进行50 h的性能试验及1 500 h的寿命试验，为轴承的装机使用提供试验依据[1-2]。

1 试验条件

如图1所示，试验轴承结构形式为双半内圈三点角接触球轴承，型号为C276909。轴承内径为φ46 mm，工作转速范围(36 000～45 000)r/min，超转转速为47 250 r/min，dm·n值最高为2.13×106mm·r·min-1；轴承采用喷射润滑，由2个喷嘴供油，供油温度为80 ℃，每个喷嘴的供油流量为(0.641～0.691) L/min。

图1 试验轴承结构

根据要求，需对轴承进行性能试验和耐久性试验。性能试验包括超转、断油、轻载、重载等项目，主要考核轴承在极限状态下的工作性能，试验时间为每套轴承50 h，共试验3套轴承。耐久性试验用于考核轴承的使用寿命，试验时间为每套轴承1 500 h，共试验2套轴承。

试验测试项目包括：转速、载荷、供油压力、供油温度、回油温度、轴承座振动、轴承外圈温度等。

2 试验方案设计

根据试验要求，选用某型专用轴承试验机进行试验，其最高转速为63 000 r/min，拖动功率55 kW，最大载荷为25 kN，最高滑油温度150 ℃，各项技术指标均满足试验要求。

试验机主要由主体部件、试验件润滑系统、设备润滑系统、液压加载系统、测试系统、控制系统、报警保护系统等组成。试验转速、载荷采用自动控制，供油压力、供油温度等采用手动控制。所有试验参数由计算机自动采集、存储。

2.1 改进前的试验方案

各试验参数的测量、控制方式和精度等由试验机的特性决定，与其他试验基本相同，均可满足试验技术要求的规定，在此不做详细描述。

试验方案的设计主要指试验轴承转接段的设计，包括试验轴系结构、轴承安装座结构、润滑喷嘴结构、陪试轴承的选择、加载方式、回油、密封结构等方面的设计。试验转接段设计影响试验转子的动力学特性及温度特性，是试验能否成功的关键。转接段的设计原则是尽量模拟轴承工作状态下的安装、配合、载荷、润滑条件，并使试验转子的工作转速远离其临界转速，降低振动，提高试验时转子的稳定性[3]。

试验机采用液压油缸加载，载荷大小由电液比例阀控制。润滑系统为试验轴承和陪试轴承提供润滑油。采用变频电动机拖动，通过增速器增速后带动试验轴系旋转，并由变频器控制转速。

如图2、图3所示，试验轴采用简支结构，两端的试验轴承安装在轴承座上，右端试验轴承的轴承座固定在试验箱体上，起到为试验轴轴向定位的作用；左端试验轴承的轴承座与外衬套之间采用间隙配合，轴承座可在外衬套内滑动，轴向载荷施加在该轴承座上，通过左端试验轴承传递给试验轴，再作用到右端试验轴承上，2套试验轴承承受的轴向载荷相同。中间径向加载轴承采用外圈为三瓣波结构形式的滚子轴承，其位于两试验轴承的中心处，作用在该轴承上的径向载荷平均分配于两端的试验轴承，从而保证2套试验轴承承受的载荷条件一致。3套轴承分别用螺母压紧，锁片止动(试验轴上开锁片槽)。试验箱体采用上、下剖分结构，以便于安装调试。

2.2 试验过程

零件加工完成后，按要求进行试验转接段装配及调试试验。调试时出现轴承温度偏高、轴承座振动偏大、噪声大等问题。在45 000 r/min时，试验轴承外圈温度高达170 ℃，试验箱体振动高达140 m/s2且不稳定。另外，停车后(箱体未冷却前)手动盘车时发现试验轴存在卡滞现象，载荷越大，卡滞越明显，经验表明试验无法继续进行。

图2 改进前的试验轴系结构

图3 改进前的试验方案

2.3 故障分析

根据试验过程中的问题，建立问题故障树，如图4所示，从轴承质量、试验机、试验工装、试验方法等角度依次寻找故障原因。

图4 故障树

轴承质量方面，由轴承加工厂从设计、材料、加工、检测等逐步排查，与相关标准进行对比，结果表明试验轴承各项性能指标均符合要求。

试验机角度，检测试验轴与增速器输出轴的对中性，试验轴承的润滑情况以及整个轴系的装配是否满足要求。采用激光对中仪检查试验轴与增速器输出轴的同轴度，结果表明同轴度符合要求(≤0.02 mm)；打开箱体上盖，启动润滑系统检查各个喷嘴，结果表明喷油位置正确；将试验轴从箱体中取出，对轴上各零件的装配位置进行检查，各零件位置正确，不存在装配不到位的情况；通过以上检查，排除了装配、润滑、不对中等对试验的影响。由于加工工艺和焊接水平存在问题，箱体各焊缝没有焊透，受热时箱体各部位的变形不均匀，导致两试验轴承的安装孔不同心，可能导致轴承卡滞。

试验工装方面，对轴系各个零件进行检查，与轴系尺寸链，各零件尺寸、形位公差等进行比对，结果表明均满足设计要求。

试验方法方面，主要从陪试轴承的选用以及各个轴承的布局等角度进行分析。在手动盘车时发现，中间加载轴承外衬套存在偏摆和平移现象，摆动和移动的幅度较为明显。轴换向转动时，外衬套的移动方向也出现变换，说明试验机运转时加载轴承的外圈存在摆动和平移。基于转速、载荷等因素的考虑，本次试验的加载轴承选取与试验轴承同机型的滚子轴承，其外圈为三瓣波结构形式。外圈滚道不是圆柱面，圆周面上存在3个高点，同时滚子表面存在凸度。当径向载荷不是正好作用在凸度的高点时(这种情况不可能长期稳定存在)，轴承的外圈偏摆就不可避免(当外圈平移到一定位置时，径向加载油缸杆会限制其继续移动)，从而导致轴承的振动变大。

3 改进方案

根据以上分析，对试验方案进行以下改进，以降低振动和试验轴承温度。

1)改进轴承的压紧方式。原方案采用螺母压紧、锁片止动的压紧方式。这种方式需在轴和锁紧螺母上开锁片槽，虽然锁片槽采用了对称设计，但加工误差导致其不可能完全对称，轴组件在高速旋转时各零件上的槽会扰动空气，增大噪声；另外，轴组件需先进行动平衡后再拆卸与轴承座一起装配，再装配时各零件的周向位置会产生一定变化，很可能导致转子不平衡量增大，使试验时振动增大。

改进后的方案采用在轴端面开螺纹孔，用4个M6内六角螺钉压紧，无需在轴、压盖、隔套等零件上开槽，使各零件结构大为简化，各面基本为完整的圆柱面，不平衡量显著减小，轴组件动平衡后再拆装对动平衡精度的影响也大为减小，可有效降低振动和噪声。

2)将中间加载轴承由1套滚子轴承改为2套角接触球轴承。由于角接触球轴承工作时需要一定的轴向载荷，两轴承之间用弹簧施加轴向预载。改进后结构不存在偏摆问题，提高了加载轴承的运转稳定性，可降低振动。

3)将两端试验轴承由厚壁刚性支承改为薄壁弹性支承。改进后的轴承座结构如图5所示，改进后的支承具有一定的弹性，可有效降低振动，且其结构与发动机的轴承座结构更为相似，能更好地模拟轴承的工作环境。

4)将焊接箱体改为铸造箱体。铸造箱体具有受热变形均匀、尺寸稳定、吸振性好等优点，

改进后的试验轴系及试验方案如图5，图6所示。

图5 改进后的试验轴系结构

图6 改进后的试验方案

4 改进后的试验效果

按改进后的试验方案进行试验转接段加工、安装和调试，试验状态较改进前大为改观，在45 000 r/min时，试验轴承外圈温度只有145 ℃，试验箱体振动小于50 m/s2且运行稳定，噪声明显减小。停车后手动盘车也不存在试验轴卡滞现象，证明改进措施有效，上述问题得到了有效解决。随后进行了试验轴承的耐久性试验和性能试验，试验进展顺利。

5 结束语

原试验方案习惯性的参照常用结构进行设计，而没有考虑本次试验的特殊性(高转速、高dmn值、加载轴承为三瓣波结构)，导致试验时出现轴承温度高、振动大、噪声大、试验轴卡滞等故障。针对故障现象对试验方案进行了改进，最终排除了故障，得出如下经验：

1)对于高转速、高dm·n值以及特殊结构的轴承试验，转接段设计时不能沿用常规轴承的结构，须进行有针对性的改进。

2)三瓣波形式的滚子轴承不适合用作中间加载轴承，容易产生偏摆和平移，导致振动增大。采用2套角接触球轴承作为加载轴承，运转平稳且可降低振动。

3)轴及转子的结构要尽量简化。轴的结构简单有利于简化转子结构，保证加工精度，提高动平衡精度，降低装、拆难度，从而有效降低振动。

4)试验箱体尽量采用铸造件，若只能采用焊接件，则需严格控制焊接质量及热处理工艺。