航空发动机高压轴止推轴承载荷分析

刘文龙，王 科，王丹丹，杨 宇

（1.中国航发沈阳发动机研究所航空发动机动力传输重点实验室，沈阳110015；2.空装驻沈阳地区第二军事代表室，沈阳110042）

0 引言

航空发动机主轴轴承具有高温、高速、高载荷等特点，是制约发动机整机寿命和可靠性的关键部件[1-4]。一般情况下，相比于低压轴，发动机高压轴的转速更高、高压转子气动轴向力更大，因此高压轴止推轴承的运转工况更为恶劣，更容易发生故障[5-7]。高压轴止推轴承所承受载荷是发动机设计研制的重要指标之一，对其进行深入研究意义重大[8-9]。

在工程研制中，普遍认为高压轴止推轴承的径向载荷来源于发动机高压转子质量，轴向载荷来源于发动机高压转子气动轴向力，并依据上述载荷计算结果开展轴承的性能和寿命分析。王秋阳等[10]在分析某发动机滚珠轴承承载力时，将转子气动轴向力作为轴承分析的载荷输入，同时指出该载荷计算结果与发动机转子轴向力测量试验实测结果存在一定差异；蔡毅等[11]在研究燃机轴承载荷时，同样以转子气动轴向力作为分析输入，且进一步提出影响转子气动轴向力的关键因素。但将上述载荷计算方法用于高压轴止推轴承载荷分析时，一方面忽略了发动机随飞机工作时机动过载过程中产生的惯性载荷；另一方面由于发动机高压轴一般通过1 对锥齿轮与附加机匣连接，锥齿轮啮合产生的载荷同样会作用于高压轴止推轴承。这2方面因素未被考虑将影响轴承载荷分析的全面性和准确性，并进一步影响轴承的性能和寿命分析。发动机随飞机工作时机动过载过程中产生的惯性载荷可以根据发动机实际使用情况，通过统计分析的方法获得，宋迎东等[12]在开展发动机载荷谱研究时采用雨流计数法得到发动机机动过载的过载大小和持续时间。锥齿轮啮合产生的附加载荷可以根据齿轮结构参数、发动机转子结构参数以及附件机匣传递功率等计算获得[13]。

本文提出1 种综合考虑发动机转子质量、高压转子气动轴向力、发动机机动过载以及锥齿轮啮合产生附加载荷的高压轴止推轴承载荷分析方法，以某发动机为研究对象，介绍了该方法的计算过程，并将该方法与常规方法得到的结果进行对比分析。

1 载荷计算输入

1.1 发动机典型工作状态及转速

发动机工作状态影响主轴转速、气动载荷、提取功率等，与高压轴止推轴承受力密切相关，某发动机典型工作状态见表1。

表1 某发动机典型工作状态

1.2 高压转子气动轴向力

高压转子气动轴向力受发动机腔压、截面积、发动机流道压力等多种因素影响，是发动机设计的重要指标。根据状态不同，高压转子气动轴向力Fxq计算结果见表2。

表2 高压转子气动轴向力Fxq N

1.3 转子质量产生载荷

转子质量产生载荷一般是在仅考虑发动机转子重力情况下主轴轴承所承受的外部载荷，一般又称为支点单位载荷。高压轴止推轴承支点单位载荷计算结果见表3。

表3 高压轴止推轴承支点单位载荷N

1.4 发动机过载系数

飞机飞行状态、姿态等会使发动机产生不同程度的过载，导致主轴轴承承受一定的附加惯性载荷，而在某些剧烈过载的情况下，由此产生的附加载荷甚至会占据主导地位。本文发动机设计指标要求发动机最大可承受9g 的径向过载（即Nz=9）。结合该型发动机实际使用经验，其典型的径向过载系数及时间比例见表4。

表4 径向过载系数Nz 与时间比例%

1.5 锥齿轮传递功率

一般情况下，发动机高压轴与附件机匣通过1 对中央传动锥齿轮连接，中央传动锥齿轮传递的功率主要与附件机匣上各附件在发动机不同状态下的提取功率有关。典型状态的传递功率计算结果见表5。

表5 中央传动锥齿轮传递功率kW

2 载荷计算过程

2.1 锥齿轮啮合产生的附加载荷

中央传动锥齿轮装配关系如图1 所示。

图1 中央传动锥齿轮装配关系

已知中央锥齿轮传递功率情况下，其主动锥齿轮啮合力[14]为

式中：Ft为齿轮切向力，垂直纸面向外为正；P 为传递功率；dm1为中点分度圆直径；n 为齿轮转速；Fr1为齿轮径向力，指向轮心为正；Fx1为齿轮轴向力，离开锥顶中心为正；βm为螺旋角；αn为法向压力角；δ1为分度圆锥角。

中央主动锥齿轮结构参数见表6，计算得到中央主动锥齿轮受力情况见表7。

表6 中央主动锥齿轮结构参数

表7 中央主动锥齿轮受力

发动机高压轴由止推轴承和滚棒轴承支撑，锥齿轮啮合力由2 个轴承共同分担，在发动机主坐标系中进行受力分析，保持锥齿轮受力方向不变，如图2 所示。

图2 高压轴受力

根据高压轴受力平衡分析可知

式中：Fx3、Fy3、Fz3分别为止推轴承对高压轴施加的轴向、切向、径向附加载荷。

根据力的作用关系，轴承所受附加载荷（Nx3、Ny3、Nz3）与上述载荷大小相等，方向相反。根据发动机结构尺寸，L1=86.64 mm，L34=1019 mm。由此可得中央锥齿轮啮合力产生的附加载荷，见表8。

2.2 过载情况下的径向载荷

根据表3 中单位载荷情况，止推轴承单位径向载荷R3z=1100 N，并根据表4 列出的其径向过载情况，可知典型过载下的径向载荷见表9。

研究发现水分子相态转变对淀粉凝胶物理化学性质有重要影响。通过控制水分子相态转变次数和速率可有效控制淀粉凝胶的结晶性、回生性质等性质，进而掌握淀粉基制品物化性质变化特点及规律[2]。

表8 齿轮啮合产生的止推轴承附加载荷 N

表9 典型过载情况下径向载荷Rz N

3 载荷计算结果

3.1 径向载荷

径向载荷包括中央锥齿轮啮合力作用在止推轴承上的附加载荷（含径向分量Nz3和切向分量Ny3）以及机动飞行时过载导致的惯性载荷Rz，其具体受力情况如图3 所示。

止推轴承所受的径向载荷Fz为

图3 止推轴承受力

根据表8 中锥齿轮附加载荷Ny3、Nz3，表9 中径向过载载荷Rz，同时参考发动机实际使用，考虑径向过载与发动机状态之间的配比，计算各状态下的径向载荷Fz，见表10。

表10 各状态下止推轴承径向载荷

3.2 轴向载荷

止推轴承轴向载荷Fx主要来源于气动轴向力Fxq、中央锥齿轮附加载荷Nx3和轴向过载产生的惯性载荷Rx

根据实际使用情况，发动机实际轴向过载最高为1.24g（Nx=1.24），止推轴承的轴向过载载荷Rx=NxR3x=-3260 N。

根据表2 中气动轴向力Fxq，表8 中中央锥齿轮附加载荷Nx3，则轴承轴向载荷Fx计算结果见表11。

表11 各状态下止推轴承轴向载荷 N

4 计算结果分析

根据本文提出的高压轴止推轴承载荷计算方法，得到典型状态下的径向载荷与轴向载荷。根据发动机状态的不同，将径向载荷与轴向载荷统筹匹配，得到该发动机高压轴止推轴承载荷谱，见表12。

表12 某发动机止推轴承载荷谱

按传统载荷分析方法（即仅考虑气动轴向力及转子质量产生的径向载荷）计算其载荷谱，见表13。由于传统分析方法忽略了机动过载情况，导致其计算得出的载荷状态较少。

表13 传统分析方法的载荷谱

按此载荷谱，采用相同的轴承计算分析方法，计算该止推轴承的L1循环寿命约为1245 h，最大接触应力为1966 MPa。从表中可见，根据新方法得到的载荷谱更加细化，组合状态由5 种提高到10 种，止推轴承的计算寿命降低约46%，最大接触应力提高约10%，新载荷谱对轴承的考核将更加精细、严格。

此外，新的计算方法暴露出高压轴止推轴承的一些工况问题。例如在该发动机慢车状态下，常规计算方法得到轴向载荷与径向载荷的数值比例接近3，该比例对于止推轴承（双半内圈角接触球轴承）是可以接受的；但采用新载荷计算方法得到在慢车状态下轴向载荷与径向载荷的比例小于1，属于轴向轻载，极易引起轴打滑。根据同型发动机在慢车状态下的最新轴向力测试结果（1000～1500 N），采用新的载荷计算方法所得结果更加接近实际测量值，而对试车后轴承的分解检查发现，在该轴承实际使用中也经常出现打滑蹭伤情况[16-17]，符合计算分析结果，一定程度证明了本文计算方法的准确性。

5 结论

（1）本文提出了1 种新的航空发动机高压轴止推轴承载荷计算方法，综合考虑了发动机转子质量、高压转子气动轴向力、机动过载以及锥齿轮附加载荷，计算输入更加全面；

（2）以某发动机为研究对象，采用新方法计算得到了轴承载荷谱，与常规方法相比，新的载荷谱组合更多，载荷要求更严格，会进一步影响轴承的性能和寿命分析；

（3）与常规计算方法不同，新方法计算结果显示轴承在慢车状态下轴向轻载容易打滑，这与轴向力测量结果更加接近，也与轴承的实际应用情况相符，证明了本文所述计算方法的有效性。