液氧煤油發(fā)動機(jī)重型軸承試驗(yàn)機(jī)的設(shè)計(jì)及仿真分析

梁瑞鑫，鄭曉沛

(西安航天動力研究所，西安 710100)

1 設(shè)計(jì)要求

在重型液氧煤油發(fā)動機(jī)的研制過程中，需要對發(fā)動機(jī)中使用的軸承進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，為軸承的改進(jìn)及應(yīng)用提供試驗(yàn)依據(jù)[1]。發(fā)動機(jī)中使用的重型軸承有QJS224，6219，QJS218和6217，這4類軸承具有尺寸大、質(zhì)量大、運(yùn)轉(zhuǎn)功率高、使用工況惡劣等特點(diǎn)。而目前所用的軸承試驗(yàn)機(jī)無法滿足其試驗(yàn)要求，需重新設(shè)計(jì)新型重型軸承試驗(yàn)機(jī)。根據(jù)重型軸承的技術(shù)參數(shù)，確定的重型軸承試驗(yàn)機(jī)的技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 重型軸承試驗(yàn)機(jī)的技術(shù)參數(shù)Tab.1 Technical parameters of heavy bearing tester

2 總體結(jié)構(gòu)

重型軸承試驗(yàn)機(jī)應(yīng)具備強(qiáng)度高、耐低溫、耐腐蝕、裝配簡單等特點(diǎn)，且在保證強(qiáng)度的前提下軸的質(zhì)量盡量小。因此，重型軸承試驗(yàn)機(jī)承力較小的零件(外殼體、底座等)采用不銹鋼1Cr18Ni9Ti；承力較大、工作條件惡劣的零件(軸、軸徑向載荷加載活塞、螺栓等)采用鋼S-07。

根據(jù)設(shè)計(jì)要求，重型軸承試驗(yàn)機(jī)的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示。試驗(yàn)機(jī)采用2個支點(diǎn)支承的懸臂式結(jié)構(gòu)，試驗(yàn)機(jī)軸上安裝有3套軸承：前腔的徑向載荷支承軸承，中腔的試驗(yàn)軸承(第1支點(diǎn))和后腔的后支承軸承(第2支點(diǎn))。其中，徑向載荷支承軸承與試驗(yàn)軸承選擇為同型號的重型軸承，由于4種型號重型軸承的尺寸各不相同，試驗(yàn)機(jī)的外殼體(由前端蓋、加載殼體、工藝殼體、后端蓋組成)與軸向、徑向載荷加載器可共用，只需更換不同的軸及相應(yīng)的軸承外襯套，就能夠?qū)Σ煌吞柕妮S承進(jìn)行試驗(yàn)；后腔支承軸承則采用6214軸承，6214軸承為成熟型號發(fā)動機(jī)所用軸承，各項(xiàng)能力已得到充分考核，而且具有尺寸小、功耗低的優(yōu)點(diǎn)。

圖1 重型軸承試驗(yàn)機(jī)總體結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Diagram of overall structure of heavy bearing tester

軸向、徑向載荷均通過加載器作用于軸承：軸向載荷加載器通過螺紋與試驗(yàn)機(jī)前端蓋連接，將軸向載荷水平施加于前腔支承軸承，施力方向與3套軸承同軸，通過機(jī)械零件的傳遞將力作用于試驗(yàn)軸承；徑向載荷加載器垂直安裝于試驗(yàn)機(jī)加載殼體上，與試驗(yàn)機(jī)之間采用螺紋連接。徑向載荷垂直施加于前腔徑向載荷支承軸承上，施力方向與3套軸承的軸線垂直，通過軸的杠桿作用將力作用于試驗(yàn)軸承。具體來說，在施加軸向和徑向載荷后，前腔支承軸承和試驗(yàn)軸承承受相同的軸向力，后腔支承軸承不承受軸向載荷；3個軸承都要承受徑向載荷，其中試驗(yàn)軸承承受最大的徑向載荷，2個支承軸承承受較小的徑向載荷。

另外，試驗(yàn)機(jī)具有介質(zhì)(水、液氮)進(jìn)出口接頭，可滿足試驗(yàn)所需的介質(zhì)流量要求(圖2a)。試驗(yàn)機(jī)還設(shè)有一些傳感器接頭，用以滿足各項(xiàng)參數(shù)的測量需要，具體接頭(圖2b)包括：軸承入口壓力Pi、軸承入口溫度Ti、軸承出口壓力Pe、軸承出口溫度Te、前腔壓力P1、前腔溫度T1、軸承的外壁溫度(Tb1，Tb2，Tb3)。

圖2 重型軸承試驗(yàn)機(jī)介質(zhì)進(jìn)出口及測試接口位置示意圖Fig.2 Schematic diagram of medium entrance /exit and test interface position of heavy bearing tester

3 設(shè)計(jì)計(jì)算

3.1 試驗(yàn)機(jī)外殼體強(qiáng)度計(jì)算

加載殼體與工藝殼體的理論壁厚為

(1)

式中：δ為圓筒計(jì)算厚度，mm；p為壓力，MPa；d為圓筒內(nèi)徑，mm；[σ]t為設(shè)計(jì)溫度(-196 ℃)下圓筒材料的許用應(yīng)力，MPa。

由于實(shí)際情況下，工藝殼體和加載殼體的端面上需加工螺栓孔和密封槽，且外壁上需安裝旋入式接頭，因此工藝殼體與加載殼體的實(shí)際壁厚可取為理論計(jì)算值的2倍。

前端蓋與后端蓋的厚度計(jì)算式為

(2)

(3)

式中：δ0為平蓋計(jì)算厚度，mm；Dc為平蓋計(jì)算直徑，mm；K為結(jié)構(gòu)特征系數(shù)；W為工作狀態(tài)下的螺栓載荷，N；LG為螺栓中心至墊片壓緊力作用中心線的徑向距離，mm。

3.2 軸的設(shè)計(jì)

3.2.1 空心軸尺寸

由于重型軸承尺寸較大，試驗(yàn)機(jī)所用軸的直徑及質(zhì)量均較大，增加了試驗(yàn)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)功率，對軸和試驗(yàn)機(jī)的力學(xué)強(qiáng)度提出了較高要求。因此，嘗試采用空心軸方案，將軸部分掏空，從而減小軸的質(zhì)量，降低軸和試驗(yàn)機(jī)的力學(xué)強(qiáng)度要求。

通過參考重型液氧煤油發(fā)動機(jī)主軸的實(shí)際尺寸，采用了比實(shí)際空心軸更安全的尺寸設(shè)計(jì)：QJS224軸承試驗(yàn)機(jī)的軸內(nèi)部設(shè)計(jì)φ80 mm的空心區(qū)(圖3)；6217，6219，QJS218軸承試驗(yàn)機(jī)的軸內(nèi)部均設(shè)計(jì)φ40 mm的空心區(qū)。

圖3 QJS224軸承試驗(yàn)機(jī)的空心軸示意圖Fig.3 Diagram of hollow shaft of QJS224 bearing tester

3.2.2 軸的臨界轉(zhuǎn)速

為確保試驗(yàn)機(jī)安全運(yùn)行，軸的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)避開其臨界轉(zhuǎn)速[2]，且應(yīng)該在各階臨界轉(zhuǎn)速一定范圍之外。當(dāng)軸工作轉(zhuǎn)速低于1階臨界轉(zhuǎn)速ncr1時，其工作轉(zhuǎn)速應(yīng)取n<0.75ncr1，工程上稱這種軸為剛性軸[3]。

軸的1階臨界轉(zhuǎn)速為

(4)

通過計(jì)算，得出4種軸中最小的1階臨界轉(zhuǎn)速為31 629 r/min，而重型軸承的最大轉(zhuǎn)速為18 600 r/min，低于0.75ncr1(23 722 r/min)，所以重型軸承試驗(yàn)機(jī)主軸在試驗(yàn)工況下的運(yùn)轉(zhuǎn)是安全穩(wěn)定的。

3.3 密封設(shè)計(jì)

3.3.1 密封件

針對重型軸承的試驗(yàn)要求，試驗(yàn)機(jī)外殼體上(前端蓋、加載殼體、工藝殼體、后端蓋之間的連接處)的密封件采用如圖4所示的靜密封環(huán)，該密封環(huán)由U形密封外殼和螺旋繞制的耐腐蝕彈簧組成，能夠承受80 MPa的工作壓力，工作溫度為-200～260 ℃，且在結(jié)構(gòu)完好的情況下可重復(fù)使用。

圖4 靜密封環(huán)的結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Structure diagram of static seal ring

試驗(yàn)機(jī)的后端蓋采用迷宮密封和某型旋轉(zhuǎn)密封環(huán)，如圖5所示。旋轉(zhuǎn)密封環(huán)由U形密封外殼和V形耐腐蝕彈簧組成，U形密封外殼帶有凸緣，以防止密封件在溝槽中旋轉(zhuǎn)，動態(tài)唇口能夠減小摩擦，使密封環(huán)具有良好的擦拭能力。該旋轉(zhuǎn)密封環(huán)能夠承受25 MPa的工作壓力，工作溫度-200～260 ℃，在結(jié)構(gòu)完好的情況下亦可重復(fù)使用。

圖5 后端蓋密封形式Fig.5 Back end cap seal

另外，后端蓋增加了介質(zhì)泄出口和氮?dú)饷芊饪?，常溫試?yàn)時迷宮與軸之間泄漏的介質(zhì)可通過泄出口排出，能夠提高試驗(yàn)機(jī)后端的密封性；低溫試驗(yàn)時氮?dú)饷芊饪谕ㄈ氲獨(dú)膺M(jìn)行密封，介質(zhì)泄出口同時排出泄漏介質(zhì)，進(jìn)一步增強(qiáng)了試驗(yàn)機(jī)后端的密封性。

3.3.2 螺栓設(shè)計(jì)

試驗(yàn)機(jī)外殼體上的螺栓連接有3處：前端蓋與加載殼體的連接、加載殼體與工藝殼體的連接、工藝殼體與后端蓋的連接。

工作狀態(tài)下，螺栓載荷W、最小螺栓面積Ap及螺栓個數(shù)n的計(jì)算式為

W=Fp+F，

(5)

(6)

(7)

(8)

式中：W為螺栓設(shè)計(jì)載荷，N；Fp為最小墊片預(yù)緊力，N；F為內(nèi)壓引起的總軸向力，N；Dk為墊片壓緊力作用中心圓直徑，mm；Pk為計(jì)算壓力，MPa；d1為外螺紋的小徑，mm。

由于試驗(yàn)機(jī)外殼體上的螺栓連接處采用HF形特康泛塞密封環(huán)，預(yù)緊力很小，可忽略不計(jì)，取Fp=0，通過(6)式即可得出W，然后通過 (7) 式得到最小螺栓面積Ap，最后通過(8)式確定各處連接的螺栓個數(shù)。

內(nèi)螺紋牙強(qiáng)度計(jì)算式為

(9)

式中：τ為切(剪)應(yīng)力，MPa；Fn為所需的最大擰緊力，N；D為內(nèi)螺紋的大徑，mm；z為螺紋有效圈數(shù)；n為螺栓數(shù)目；b為螺紋牙根部寬度，0.87p，p為螺距，mm；kz為載荷不均勻系數(shù)，當(dāng)d/p=9～16時(d為內(nèi)螺紋小徑)，kz取0.56。

通過計(jì)算得出：前端蓋與加載殼體之間的螺栓切(剪)應(yīng)力為100 MPa，小于外殼體許用應(yīng)力，連接前端蓋與加載殼體的螺栓數(shù)能滿足要求；加載殼體與工藝殼體之間的螺栓切(剪)應(yīng)力為230 MPa，大于外殼體許用應(yīng)力，應(yīng)采用光滑通孔；工藝殼體與后端蓋之間的螺栓切(剪)應(yīng)力為101 MPa，小于外殼體許用應(yīng)力，連接工藝殼體與后端蓋的螺栓數(shù)能滿足要求。

4 仿真分析

為確定試驗(yàn)機(jī)的設(shè)計(jì)是否合理可行，對試驗(yàn)機(jī)的重要受力部件，即位于軸向載荷加載器和徑向載荷加載器中的軸向載荷頂套、徑向小活塞頂桿和頂桿進(jìn)行計(jì)算機(jī)有限元仿真分析[4]，結(jié)果如圖6所示。

由圖6可知：1)當(dāng)軸向載荷頂套受到60 000 N的軸向載荷時，所受應(yīng)力最大但不超過124 MPa，遠(yuǎn)低于材料許用應(yīng)力620 MPa，此時的最大變形量為0.03 mm，能夠滿足使用偏差；2)當(dāng)徑向小活塞頂桿受到30 000 N的徑向載荷時，所受應(yīng)力最大不超過280 MPa，遠(yuǎn)低于材料許用應(yīng)力(620 MPa)，此時的最大變形量為0.05 mm，能夠滿足使用偏差；3)當(dāng)頂桿受到60 000 N的軸向載荷時，所受應(yīng)力最大不超過395 MPa，遠(yuǎn)低于材料許用應(yīng)力(620 MPa)，此時的最大變形量為0.04 mm，能夠滿足使用偏差；綜合應(yīng)力和變形分析可知，這3個重要受力部件均能夠滿足使用要求。

5 結(jié)束語

目前，該重型軸承試驗(yàn)機(jī)已完成多次常溫(水)試驗(yàn)和低溫(液氮)試驗(yàn)，試驗(yàn)過程中運(yùn)轉(zhuǎn)情況良好，試驗(yàn)后拆解的試驗(yàn)機(jī)各零件功能良好，無損壞、變形等情況發(fā)生。實(shí)際試驗(yàn)情況表明：該重型軸承試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)合理，能夠滿足不同型號軸承的試驗(yàn)要求，不僅為液氧煤油發(fā)動機(jī)的研制奠定了基礎(chǔ)，也為今后大型軸承的試驗(yàn)工藝研究積累了經(jīng)驗(yàn)。