CN105784245A - 一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法 - Google Patents

一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法 Download PDF

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一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，提出基于应变电测技术的单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺；建立两次测试法的温度变形不协调量分析方法；建立两次测试的双推力轴承总轴向力数据分析方法；根据测试结果，建立双推力轴承轴向力均担的装配工艺；两个推力轴承都承担转子的轴向力；工作时，在转子轴向力作用下，轴承II承受的轴向力换向，轴承I承受的轴向力较装配状态增加，增加值受轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度和转、静子在工作温度下变形差影响；其余轴向力由轴承II承担。本发明的优点：可以直接进行有热变形不协调影响的单转子双推力轴承轴向力测试，测试简便，测试结果准确可靠。

Description

一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法
技术领域
本发明涉及一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法。
背景技术
轴向力是发动机中唯一算不准的气动负荷，国内外都以实测为准，有的发动机由于结构尺寸的限制，一个转子采用两个推力轴承，此种结构中轴向力测试尤显重要，需要根据测试结果确定装配参数，以保证两个推力轴承能均匀的承担转子的轴向力。由于测试轴向力需要改变轴承的装配工艺，为了保证发动机的安全，两个推力轴承无法同步测试，尚未见到考虑热变形不协调的单转子双推力轴承测试技术的研究报导。
发明内容
本发明的目的是提出一种考虑热变形不协调的单转子双推力轴承测试方法。
本发明提供了一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，其特征在于：所述的热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，提出基于应变电测技术的单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺。
建立两次测试法的温度变形不协调量分析方法。
建立两次测试的双推力轴承总轴向力数据分析方法。
根据测试结果，建立双推力轴承轴向力均担的装配工艺。
要解决的技术问题：
单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺；
温度产生的变形不协调量分析方法；
双推力轴承总轴向力数据分析方法；
根据测试结果，建立双推力轴承均担转子最大轴向力的装配工艺。
测试方案及改装、装配工艺：
对发动机压气机转子：两个推力轴承都承担转子的轴向力，其中轴承I外钢套为单向受力，即只能承受向前的轴向力，轴承II装配时受与轴承I相反的装配轴向力，该力的大小通过弹支座的轴向变形量控制，工作时，在转子轴向力作用下，轴承II承受的轴向力换向，轴承I承受的轴向力较装配状态增加，增加值受轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度和转、静子在工作温度下变形差影响；其余轴向力由轴承II承担。两个推力轴承受力过程见图2。
采用测力环法两个推力轴承同步测试，理论上是测试转子轴向力，测试要求转子外钢套与轴承座为间隙配合，转子失去轴心定位基准，由此带来整机振动问题，甚至影响发动机安全。
通过研究推力轴承轴向游隙、弹性轴承座轴向刚度、测力环轴向刚度，采用两次测试法，即通过测试轴承I轴向力，确定工作态转、静子轴向热膨胀变形差；再测试轴承II装配状态预压紧轴向力，通过轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度、工作态转、静子轴向热膨胀变形差、轴承II测力环轴向变形量确定轴承I轴向力，结合轴承II测试的轴向力，得出转子的总轴向力。
温度产生的变形不协调量分析
轴承I座为弹性支座，轴向柔度很大，测量结果显示整个工作过程中力的变化在0到100牛顿之内变化。由图4的力学分析可知，轴承I的轴向力变化决定于轴承座和测力环的组合变形，而这个变形量主要决定于轴承II的轴向游隙和系统的轴向热变形不协调量。
轴承I轴向力测试时，所装轴承II轴向游隙为0.104mm，轴承I轴向力测试用弹支座和测力环轴向柔度列于表1。
表1弹支座和测力环轴向柔度
流道内的温度高于轴心，轴向膨胀量轴承座大于轴，即轴承座的轴向热膨胀量会占用部分轴承II的轴向游隙，实测轴承I的最大轴向力小于按轴承II轴向游隙和表1柔度值的计算值，停车时轴向力也小于预载，都说明了热变形不协调影响的存在。在燃气发生器转速48000rpm以上状态时，轴承I的轴向力基本不变，说明温度场已基本平衡。结合实测时轴承I的预载及弹支座和测力环轴向柔度，对轴承I轴向力进行定量的分析，为减小误差，用插值的方法确定各理论变化量。
预载343N，轴承座变形为：
△X弹＝0.175+0.43(0.25－0.175)＝0.20725(mm)；
测力环变形为：
△X应＝0.03+0.43(0.035－0.03)＝0.03215(mm)；
总变形为：△X＝△X弹+△X应＝0.2394(mm)；
实际测试轴承I最大轴向力为396N，轴承座和测力环的组合变形应为：
△X1＝(0.175+0.03)+0.96(0.25－0.175+0.035－0.03)
＝0.2818(mm)
可得轴承座大于轴的轴向膨胀量为：
△LA＝0.2394+0.104－0.2818＝0.0616(mm)
双推力轴承总轴向力
轴承II轴向力测试对轴承I弹支座产生轴向变形量，轴承I和轴承II轴预加一大小相等，方向相反的轴向力，工作时，轴承II轴向游隙和外环前面的测力环轴向变形决定轴承I弹支座轴向变形量，变化过程如图6所示。
测试用轴承II轴向游隙为0.096mm，轴承II轴向力测试时所装轴承I弹支座和轴承II外环前测力环轴向柔度列于表2。
结合轴承II的预载和实测值，并根据表2中前测力环轴向柔度，对轴承II轴向力测试时轴产生的轴向位移量进行定量的分析，为减小误差，用插值的方法确定各理论变化量。
轴承II预载282N，即前测力环受压力200N，后测力环受压力482N。在各转速下前测力环受压力列于表3：
表2弹支座和测力环轴向柔度
表3发动机轴承II前测力环压力
根据表2和表3，计算出前测力环轴向变形，根据测试用轴承II的轴向游隙，计算出轴承II测试时各转速下轴向前的位移量，列于表4：
表4发动机轴承II前测力环和变形
综合以上分析计算结果，可计算出测试轴承II轴向力时发动机轴承I轴向力的变化。结合轴承II轴向力实测结果，给出总轴向力，结果分别列于表5。
表5发动机1、轴承II总轴向力
双推力轴承均担转子最大轴向力的装配工艺：轴承I和轴承II共同承担同一转子的轴向力，两轴承轴向力的理想分配是在最大状态下均担，由测试结果、轴承I座的轴向柔度和轴承II的轴向游隙，得出轴承I装配的理想预载，即本案例为524N。
本发明的优点：
本发明所述的热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，可以直接进行有热变形不协调影响的单转子双推力轴承轴向力测试，测试简便，测试结果准确可靠。
附图说明
下面结合附图及实施方式对本发明作进一步详细的说明：
图1压气机支点结构示意图；
图2两推力轴承受力过程分析示意图；
图3轴承I测试装配示意图；
图4轴承I测试力学模型示意图；
图5轴承II测试装配示意图；
图6轴承II测试力学模型示意图；
图中，1为推力轴承I，2为推力轴承II，3为弹性轴承座，4为测力环。
具体实施方式
实施例1
本实施例提供了一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，其特征在于：所述的热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，提出基于应变电测技术的单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺。
建立两次测试法的温度变形不协调量分析方法。
建立两次测试的双推力轴承总轴向力数据分析方法。
根据测试结果，建立双推力轴承轴向力均担的装配工艺。
要解决的技术问题：
单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺；
温度产生的变形不协调量分析方法；
双推力轴承总轴向力数据分析方法；
根据测试结果，建立双推力轴承均担转子最大轴向力的装配工艺。
测试方案及改装、装配工艺：
对发动机压气机转子：两个推力轴承都承担转子的轴向力，其中轴承I外钢套为单向受力，即只能承受向前的轴向力，轴承II装配时受与轴承I相反的装配轴向力，该力的大小通过弹支座的轴向变形量控制，工作时，在转子轴向力作用下，轴承II承受的轴向力换向，轴承I承受的轴向力较装配状态增加，增加值受轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度和转、静子在工作温度下变形差影响；其余轴向力由轴承II承担。两个推力轴承受力过程见图2。
采用测力环法两个推力轴承同步测试，理论上是测试转子轴向力，测试要求转子外钢套与轴承座为间隙配合，转子失去轴心定位基准，由此带来整机振动问题，甚至影响发动机安全。
通过研究推力轴承轴向游隙、弹性轴承座轴向刚度、测力环轴向刚度，采用两次测试法，即通过测试轴承I轴向力，确定工作态转、静子轴向热膨胀变形差；再测试轴承II装配状态预压紧轴向力，通过轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度、工作态转、静子轴向热膨胀变形差、轴承II测力环轴向变形量确定轴承I轴向力，结合轴承II测试的轴向力，得出转子的总轴向力。
温度产生的变形不协调量分析：轴承I座为弹性支座，轴向柔度很大，测量结果显示整个工作过程中力的变化在0到100牛顿之内变化。由图4的力学分析可知，轴承I的轴向力变化决定于轴承座和测力环的组合变形，而这个变形量主要决定于轴承II的轴向游隙和系统的轴向热变形不协调量。
轴承I轴向力测试时，所装轴承II轴向游隙为0.104mm，轴承I轴向力测试用弹支座和测力环轴向柔度列于表1。
表1弹支座和测力环轴向柔度
流道内的温度高于轴心，轴向膨胀量轴承座大于轴，即轴承座的轴向热膨胀量会占用部分轴承II的轴向游隙，实测轴承I的最大轴向力小于按轴承II轴向游隙和表1柔度值的计算值，停车时轴向力也小于预载，都说明了热变形不协调影响的存在。在燃气发生器转速48000rpm以上状态时，轴承I的轴向力基本不变，说明温度场已基本平衡。结合实测时轴承I的预载及弹支座和测力环轴向柔度，对轴承I轴向力进行定量的分析，为减小误差，用插值的方法确定各理论变化量。
预载343N，轴承座变形为：
△X弹＝0.175+0.43(0.25－0.175)＝0.20725(mm)；
测力环变形为：
△X应＝0.03+0.43(0.035－0.03)＝0.03215(mm)；
总变形为：△X＝△X弹+△X应＝0.2394(mm)；
实际测试轴承I最大轴向力为396N，轴承座和测力环的组合变形应为：
△X1＝(0.175+0.03)+0.96(0.25－0.175+0.035－0.03)
＝0.2818(mm)
可得轴承座大于轴的轴向膨胀量为：
△LA＝0.2394+0.104－0.2818＝0.0616(mm)
双推力轴承总轴向力
轴承II轴向力测试对轴承I弹支座产生轴向变形量，轴承I和轴承II轴预加一大小相等，方向相反的轴向力，工作时，轴承II轴向游隙和外环前面的测力环轴向变形决定轴承I弹支座轴向变形量，变化过程如图6所示。
测试用轴承II轴向游隙为0.096mm，轴承II轴向力测试时所装轴承I弹支座和轴承II外环前测力环轴向柔度列于表2。
结合轴承II的预载和实测值，并根据表2中前测力环轴向柔度，对轴承II轴向力测试时轴产生的轴向位移量进行定量的分析，为减小误差，用插值的方法确定各理论变化量。
轴承II预载282N，即前测力环受压力200N，后测力环受压力482N。在各转速下前测力环受压力列于表3：
表2弹支座和测力环轴向柔度
表3发动机轴承II前测力环压力
根据表2和表3，计算出前测力环轴向变形，根据测试用轴承II的轴向游隙，计算出轴承II测试时各转速下轴向前的位移量，列于表4：
表4发动机轴承II前测力环和变形
综合以上分析计算结果，可计算出测试轴承II轴向力时发动机轴承I轴向力的变化。结合轴承II轴向力实测结果，给出总轴向力，结果分别列于表5。
表5发动机1、轴承II总轴向力
双推力轴承均担转子最大轴向力的装配工艺：轴承I和轴承II共同承担同一转子的轴向力，两轴承轴向力的理想分配是在最大状态下均担，由测试结果、轴承I座的轴向柔度和轴承II的轴向游隙，得出轴承I装配的理想预载，即本案例为524N。

Claims (1)

1.一种热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，其特征在于：所述的热变形不协调的单转子双推力轴承轴向力测试方法，提出基于应变电测技术的单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺；
建立两次测试法的温度变形不协调量分析方法；
建立两次测试的双推力轴承总轴向力数据分析方法；
根据测试结果，建立双推力轴承轴向力均担的装配工艺；
要解决的技术问题：单转子双推力轴承二次测量发动机改装及装配工艺；温度产生的变形不协调量分析方法；双推力轴承总轴向力数据分析方法；根据测试结果，建立双推力轴承均担转子最大轴向力的装配工艺；
对发动机压气机转子：两个推力轴承都承担转子的轴向力，其中轴承I外钢套为单向受力，即只能承受向前的轴向力，轴承II装配时受与轴承I相反的装配轴向力，该力的大小通过弹支座的轴向变形量控制，工作时，在转子轴向力作用下，轴承II承受的轴向力换向，轴承I承受的轴向力较装配状态增加，增加值受轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度和转、静子在工作温度下变形差影响；其余轴向力由轴承II承担；两个推力轴承受力过程；
通过研究推力轴承轴向游隙、弹性轴承座轴向刚度、测力环轴向刚度，采用两次测试法，即通过测试轴承I轴向力，确定工作态转、静子轴向热膨胀变形差；再测试轴承II装配状态预压紧轴向力，通过轴承II轴向游隙、轴承I座轴向刚度、工作态转、静子轴向热膨胀变形差、轴承II测力环轴向变形量确定轴承I轴向力，结合轴承II测试的轴向力，得出转子的总轴向力；
温度产生的变形不协调量分析：轴承I座为弹性支座，轴向柔度很大，测量结果显示整个工作过程中力的变化在0到100牛顿之内变化；
轴承I轴向力测试时，所装轴承II轴向游隙为0.104mm；
流道内的温度高于轴心，轴向膨胀量轴承座大于轴，即轴承座的轴向热膨胀量会占用部分轴承II的轴向游隙，实测轴承I的最大轴向力小于按轴承II轴向游隙和表1柔度值的计算值，停车时轴向力也小于预载，都说明了热变形不协调影响的存在；在燃气发生器转速48000rpm以上状态时，轴承I的轴向力基本不变，说明温度场已基本平衡；结合实测时轴承I的预载及弹支座和测力环轴向柔度，对轴承I轴向力进行定量的分析，为减小误差，用插值的方法确定各理论变化量。
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