一种超高速低温轴承试验双跨转子及其设计方法

技术领域

本发明属于液体火箭发动机试验技术领域，涉及一种超高速(DN值大于3.15×10

背景技术

高速轴承作为涡轮泵轴承的重要组件，其成为影响涡轮泵可靠性和性能的重要部分。轴承DN值(轴径×转速，单位mm.r/min)是轴承技术水平的主要指标，DN值越大，设计难度越高。对于高DN值轴承，在研制过程中需要充分的试验验证能力。低温轴承试验台多采用高速驱动转子+联轴器+轴承试验转子所组成的双跨转子结构形式，对于低温高速双跨转子而言，由于转速过高，若转子轴系对中不良将使两轴系轴承承受较大的动载荷，导致驱动设备、联轴器及试验装置等环节的寿命降低，同时会使低温轴承提前发生损坏，从而无法达到考核轴承的目的。

在目前结构形式中，有些试验系统采用柔性联轴器结构对双跨转子进行同轴度偏差补偿，但最高转速却无法达到试验转速要求。某型号低温高速轴承试验台多次在未达到试验转速时，轴系产生共振，导致轴系断裂，轴承损坏、试验失败，造成巨大的经济损失，并耽误火箭发动机涡轮泵的研制进展。

发明内容

本发明解决的技术问题是：克服现有技术的不足，提出一种超高速低温轴承试验双跨转子及其设计方法，实现超高速液体火箭发动机涡轮泵低温轴承的试验验证。

本发明解决技术的方案是：

一种超高速低温轴承试验双跨转子，包括试验装置主轴、联轴器中间轴、第一半联轴器、第二半联轴器、驱动轴；

试验装置主轴轴头通过第一半联轴器与联轴器中间轴一端连接，联轴器中间轴另一端通过第二半联轴器与驱动轴轴头连接；中间联轴器能够在第一半联轴器和第二半联轴器之间轴向移动，中间联轴器与第一半联轴器、第二半联轴器的配合结构为齿式结构或六角结构，在高速转动时通过凸起的结构配合传递扭矩，但在轴向及角向能够自由移动及摆动，具备径向及轴向补偿能力；

待测试的低温轴承安装于试验装置主轴上，试验时，通过外部对轴承施加轴向、径向载荷，在低温液体环境中，驱动轴带动第二联轴器、第一联轴器及试验装置主轴转动、升速，实现对低温轴承在超高速、额定载荷工况下的考核试验。

优选的，试验装置主轴两端分别安装有待测试的低温轴承，所述低温轴承通过轴承压板压紧，所述轴承压板通过压紧螺栓固定在试验装置主轴上；试验装置主轴中部安装有两个待测试的低温轴承，中部两个低温轴承外圈安装有轴承外圈压紧结构，轴承外圈压紧结构外侧安装有第二轴套；在试验装置主轴外壁面上安装有第一轴套和第四轴套，第四轴套位于中部低温轴承和主轴轴头一侧的低温轴承之间，第一轴套位于中部低温轴承和主轴另一侧的低温轴承之间。

优选的，试验装置主轴轴头与第一半联轴器之间、第二半联轴器及驱动轴轴头之间均安装有定位环，实现轴向定位。

优选的，所述中间联轴器与第一半联轴器、第二半联轴器的材料采用钛合金或者铝合金；中间联轴器与第一半联轴器的配合间隙中、中间联轴器与第二半联轴器的配合间隙中均设置低温润滑脂。

优选的，所述试验装置主轴的主轴为阶梯柱状回转体，主轴除轴头以外的主体结构外壁上设有第一回转凹槽、第二回转凹槽以及回转凸起，所述第一回转凹槽和第二回转凹槽的内径相等；回转凸起位于中部两个轴承之间；

定义试验装置主轴轴头一侧为前端，回转凸起后端端面与主体结构后端端面距离L

优选的，驱动轴采用齿轮箱高速轴或者气吹涡轮轴驱动。

一种超高速低温轴承试验双跨转子的设计方法，包括：

(1)明确设计指标，所述设计指标包括驱动转子的稳定工作转速大于90000r/min；低温轴承采用固体自润滑轴承，稳定工作转速大于90000r/min；低温轴承试验装置的稳定工作转速大于90000r/min；

(2)通过试验方法结合数值拟合法获得试验装置转子在最高工作转速下的扭矩值，并计算加速阶段可能产生的最大扭矩；

(3)设计低温轴承试验装置转子结构，试验装置转子为刚性轴，工作在一阶临界转速以下，通过优化设计保证试验装置转子临界转速>130000r/min；

(4)将低温轴承试验装置转子与低温高速轴承耦合，施加轴向载荷、径向载荷以及最大扭矩，校核步骤(3)设计的转子强度是否满足试验需求；

(5)所述试验装置转子在轴向载荷>3000N，径向载荷>2000N的载荷下稳定工作时的强度及稳定性是否满足需求；

(6)设计驱动转子，驱动转子为刚性轴，工作在一阶临界转速以下，通过优化设计保证驱动转子的临界转速>130000r/min，稳定工作转速>90000r/min；

(7)设计驱动转子结构，驱动转子为刚性轴，通过优化设计保证驱动转子的临界转速>130000r/min，稳定工作转速>90000r/min；；

(7)根据扭矩值、工作转速值、补偿能力初步设计联轴器结构，保证联轴器的临界转速>130000r/min，稳定工作转速>90000r/min；

(8)将试验装置转子-联轴器结构-驱动转子按照实际情况耦合为一个整体，根据计算获得的双跨转子临界转速及振型图，优化系统中薄弱环节，通过改进设计，获得满足超高速转速需求的双跨转子系统；

(9)最后完成实体加工后，将试验装置、联轴器结构、驱动转子进行装配，进行双跨转子系统模态试验验证，验证通过后即得到超高速低温轴承试验双跨转子。

优选的，所述步骤(2)中，试验装置转子结构的设计方法为：对初步设计的试验装置转子结构进行模态试验，获取转子结构静态下固有频率；建立与实际结构一致的试验装置转子结构，通过仿真计算分析，取不同轴承支撑刚度进行模态计算，直到获取到与实际模态试验结果一致的轴承刚度值，以此刚度值作为转子的支撑刚度，在优化转子结构时采用动力学分析方法将陀螺效应考虑在内，对转子结构进行优化设计。

优选的，试验装置转子临界转速的优化设计方法为：

(1)首先通过试验方法结合数值拟合法，计算获得试验装置整体的摩擦功率及流体功率损耗，得到试验装置在最高转速下工作时产生的最大扭矩值，并计算加速阶段可能产生的最大扭矩值；

(2)通过得到的最大扭矩值，优化转子轴头的直径使其在满足工作转速、载荷条件下花键基准直径a最小；

(2)优化转子轴头端面至距离轴头最近的轴承支撑中心的距离即悬臂长度c，使其在满足空间要求的情况下，悬臂长度c最小，记最小值为C；

(3)保持C，2、3号位轴承支撑跨距k

(4)保持C、K

(5)保持C、K

(6)得到试验装置转子最佳悬臂长度C、最佳轴承跨距值K

(7)在满足转子结构强度的情况下，对转子结构进行轻量化设计，减轻其质量，由此得到转子结构的最佳动力学结构。

优选的，所述试验装置转子结构模态试验方法为，将低温轴承试验装置完成装配，施加轴承满工况轴向载荷以及径向载荷，在试验装置转子上安装单个质量较轻振动加速度传感器，进行模态敲击试验，获得试验装置转子固有频率值。

优选的，所述步骤(6)中，试验装置转子在最高工作转速下的扭矩值获取方法如下：

采用扭矩仪设备，获取试验装置转子在低温液体环境不同转速下的扭矩值；

采用数据拟合方法获取试验装置转子在最高工作转速下的扭矩值。

优选的，所述步骤(7)中，设计联轴器结构的方法如下：

建立联轴器刚度计算模型，对联轴器右端面施加轴向力F

通过对试验装置转子及驱动转子高速运转的特性分析，得到适合于双跨转子系统的联轴器的最佳刚度值。

优选的，所述步骤(8)中，耦合设计时，分析联轴器结构的质量大小、质量分布对系统临界转速的影响，进而优化联轴器结构、试验装置转子、驱动转子的结构。

优选的，所述步骤(9)中，所述双跨转子系统模态试验验证时，应先在双跨转子系统上沿轴向设置多个振动测点，通过模态敲击试验分别测试径向、垂向方向的振型及固有频率；通过测试获得双跨转子振型图，然后仅保留振型薄弱点的传感器，进行模态测试，获得双跨转子系统的准确固有频率及振型。

本发明与现有技术相比的有益效果是：

本发明通过深入研究双跨转子动力学理论，结合超高速低温高速轴承的转速、载荷等特点，设计了一种超低温、超高速双跨转子结构，实现了超高速DN值(3.15×10

本发明以低温高速轴承试验需求为基础进行分析，从支撑刚度、联轴器结构设计，以及研究双跨转子系统中单、双跨转子以及整体系统的动力学特性并分析了联轴器环节对双跨转子系统的影响；总结提炼了动力学计算分析方法、联轴器结构设计计算方法、数据处理等方法，为超高速双跨转子系统的设计提供了理论支撑。

附图说明

图1为超高速低温轴承双跨转子设计流程图；

图2为联轴器刚度计算模型；

图3为双跨转子结构；

图4为双跨转子动力学计算模型；

图5为轴头与联轴器定位面结构示意图；

图6为试验装置主轴；

图7为1号位轴承压板；

图8为4号位轴承压板；

图9为试验装置转子结构优化设计参数示意图；

图10为试验装置转子结构优化设计参数过程图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步阐述。

通过深入研究发现当驱动转子与从动转子通过联轴器联成一个双跨转子系统，整个机组轴系有其自身的动力特性，与各单转子之间的临界转速既有联系又有区别。通过试验与理论分析相结合的方法，研究了双跨转子系统共振断裂的机理，分析单、双转子之间的联系以及联轴器环节对系统的影响，本发明设计了一款超高速双跨转子结构，总结了设计方法，可为超高速涡轮泵低温轴承可靠性的验证、新型号液体火箭发动机的研制提供基础保证，同时为超高速双跨转子结构的设计提供理论支撑。

本发明双跨转子结构用于液体火箭发动机低温高速轴承的超高速运转考核试验，包括用于驱动的驱动转子、用于传动的联轴器结构以及用于转动的试验装置转子结构。待测试的低温轴承安装于所述试验装置转子结构上并固定，通过转子外部对轴承施加轴向、径向载荷。进行试验时，在低温(-196℃)液体环境中，所述驱动转子带动联轴器及试验装置转子转动、升速，实现对轴承在超高速、额定载荷工况下的考核试验。

所述通过试验装置转子+联轴器+驱动转子所组成的高速双跨转子结构的设计方法步骤包括：(1)明确设计指标：驱动装置的稳定工作转速大于90000r/min；低温轴承采用固体自润滑轴承，稳定工作转速大于90000r/min；低温轴承试验装置的稳定工作转速大于90000r/min；(2)通过试验方法结合数值拟合法获得试验装置转子在最高工作转速下的扭矩值，并计算加速阶段可能产生的最大扭矩；(3)设计试验装置转子结构，试验装置转子为刚性轴(工作在一阶临界转速以下)，通过优化设计保证试验装置转子临界转速>130000r/min；(4)将试验装置转子与低温高速轴承耦合，施加轴向载荷、径向载荷以及最大扭矩，校核转子强度是否满足试验需求；(5)所述试验装置转子可在轴向载荷>3000N，径向载荷>2000N的载荷下稳定工作，强度及稳定性满足需求；(6)设计驱动转子结构，驱动转子为刚性轴(工作在一阶临界转速以下)，通过优化设计保证驱动转子的临界转速>130000r/min，稳定工作转速>90000r/min；(7)根据扭矩值、工作转速值、补偿能力等参数初步设计联轴器结构，保证联轴器的临界转速>130000r/min，稳定工作转速>90000r/min；(8)将试验装置转子-联轴器结构-驱动转子按照实际情况耦合为一个整体，根据计算获得的双跨转子临界转速及振型图，优化系统中薄弱环节，通过改进设计，获得满足超高速转速需求的双跨转子系统；(9)最后完成实体加工后，将试验装置、驱动装置、联轴器进行装配，进行双跨转子系统进行模态试验验证。设计流程如图1所示。

所述试验装置转子的结构设计方法为，对初步设计的试验装置转子组件进行模态试验，获取转子组件静态下固有频率；建立与实际结构一致的试验装置转子组件，通过仿真计算分析方法，取不同轴承支撑刚度进行模态计算，直到获取与实际模态试验结果一致的轴承刚度值，以此支撑刚度值作为转子的支撑刚度，在优化转子结构时采用动力学分析方法将陀螺效应考虑在内，对转子结构进行优化设计。

所述试验装置转子模态试验方法为，将低温轴承试验装置完成装配，施加轴承满工况轴向载荷以及径向载荷，在试验装置转子上安装单个质量较轻振动加速度传感器，进行模态敲击试验，获得试验装置转子固有频率值。

所述试验装置转子在最高转速下的扭矩值获取方法为首先采用扭矩仪设备，获取试验装置在低温(液氮、液氧或液氢)液体环境下不同转速(远低于最高转速)下的扭矩值，然后采用数据拟合方法获取试验装置在最高工作转速下的扭矩值；所述数据拟合方法采用二次多项式拟合方法。

定义试验装置主轴5轴头一侧为前端，则试验装置主轴5上从后端到前端安装的待测试的低温轴承依次记为1号位轴承、2号位轴承、3号位轴承、4号位轴承。

所述试验装置转子临界转速的优化设计方法为：(1)通过得到的最大扭矩值，优化转子轴头的直径使其在满足工作转速、载荷条件下花键基准直径a最小，如图9所示；(2)优化转子轴头端面至4号位轴承11支撑中心的距离即悬臂长度c，使其在满足空间要求的情况下，c值最小，最小值为C；(3)保持C、2、3号位轴承支撑跨距k

所述试验装置转子临界转速的优化设计流程如图10所示。

所述对联轴器进行结构设计时，建立如图2所示联轴器刚度计算模型，对联轴器右端面施加轴向力F

式中——K

——K

——K

——K

——L，联轴器左右定位端面距离，(mm)；

——M，弯矩，(N.mm)；

——T，支反扭矩，(N.mm)；

通过对试验装置转子及驱动轴高速运转的特性分析，得到适合于双跨转子系统的联轴器的最佳刚度值。

所述双跨转子耦合结构设计方法为，将试验装置转子、高速驱动转子、联轴器耦合成一个整体，计算双跨转子系统的临界转速及振型，分析是否满足需求，若不满足需求，对系统中薄弱环节进行优化设计，最终通过迭代设计，获得符合设计要求的双跨转子系统结构。

所述双跨转子系统耦合设计时，分析联轴器的质量大小、质量分布对系统临界转速的影响，进而优化联轴器、试验装置转子、驱动转子的结构。

所述双跨转子系统模态试验时，应先在双跨转子沿轴向设置多个振动测点，通过模态敲击试验分别测试径向、垂向方向的振型及固有频率；通过测试获得双跨转子振型图，然后仅保留振型薄弱点的传感器，进行模态测试，获得双跨转子系统的准确固有频率及振型。

根据所述高速双跨转子结构的设计方法设计出的双跨转子的结构组成包括压紧螺栓1、1号位轴承压板2、4号位轴承压板12、低温高速轴承(3、6、8、11)、轴套一4、轴套二10、试验装置主轴5、2-3号位轴承外套7、2-3号位轴承外圈压紧结构9、轴套二10、定位环13、半联轴器14、联轴器中间轴15、联轴器压紧螺栓16、驱动轴17。如图3所示。

所述双跨转子动力学计算模型示意如图4所示。所述双跨转子进行动力学计算时，应将轴系上的轴套、轴承压帽、螺栓等零部件的附加质量考虑在内，对于低温轴承而言仅考虑内圈对转子带来的附加质量。

所述低温高速轴承(3、6、8、11)的内圈固定安装于试验装置主轴5上，轴承之间采用轴套及轴肩实现轴向定位，其中两端的1号位轴承3及4号位轴承11通过轴承压板2、12压紧，采用压紧螺栓1实现对两端轴承压板的压紧力施加。

试验装置主轴5轴头通过第一半联轴器与联轴器中间轴15一端连接，联轴器中间轴15另一端通过第二半联轴器与驱动轴17轴头连接；中间联轴器15能够在第一半联轴器和第二半联轴器之间轴向移动。

所述试验装置主轴5轴头部分设置为外渐开线花键，第一半联轴器14设置为内渐开线花键，两者定心方式采用外径定心，配合形式为过盈配合，通过联轴器压紧螺栓16压紧；所述联轴器压紧螺栓16采用平头螺钉，其锥面夹角为90°。

所述驱动轴17与试验装置主轴5的轴头结构以及所配合的半联轴器的结构、配合形式完全一致。半联轴器与轴头部分的轴向定位依靠定位环13，试验装置主轴5轴头与第一半联轴器内部端面的轴向间隙L＝0.5mm，驱动轴17的轴头与第二半联轴器内部端面的轴向间隙L＝0.5mm，如图5所示。

所述中间联轴器15与两端半联轴器为间隙配合，中间联轴器15可沿两端半联轴器轴向移动；所述中间联轴器15与两端半联轴器的配合结构采用齿式结构或者是六角结构形式，在高速转动时通过凸起的结构配合传递扭矩，但在轴向及角向可自由移动及摆动，具备径向及轴向补偿能力。

所述中间联轴器15与两端半联轴器的材料应选用钛合金或者铝合金，总体重量<100g。所述中间联轴器15与两端半联轴器14的配合间隙应满足在超低温下的试验需求，考虑低温导致结构的收缩量。

所述中间联轴器15与两端半联轴器14的配合间隙中应设置可用于-50℃以下的低温润滑脂。

所述试验装置主轴5的结构形式如图6所示。所述主轴结构为阶梯柱状回转体，在其上设有回转凹槽19、21，所述凹槽19、21的内径d

所述试验装置主轴5在轴头位置应设置精加工圆柱面23，保证圆柱面23、长度为L

所述试验装置主轴5长度为L

所述第一轴承压板2、4号位轴承压板12的结构形式分别如图7、图8所示。所述轴承压板均为回转体结构，其中4号位轴承压板12为中空的回转体结构，两者截面形状为C字型，在端面上设有6个沿圆周均匀分布的通孔。

所述2-3号位轴承外套7与配合的轴承外圈的间隙不大于0.01mm；所述2-3号位轴承外圈压紧结构的径向宽度应与轴承外圈的径向宽度大小一致。

所述驱动轴17可采用齿轮箱高速轴或者气吹涡轮轴驱动，主轴采用高速滚动轴承支撑，在轴头位置设置与试验装置主轴5相同的精加工面，保证滚动轴承支撑圆柱面与轴头的形状公差应满足：圆柱度≯1μm，任意两者之间的位置公差应满足圆跳动≯1μm，圆跳动≯1μm。

所述试验装置转子及联轴器结构在精加工前均应采在液氮进行深冷处理，每次不少于2h。

所述2-3号位轴承外套7与配合的轴承外圈的间隙不大于0.01mm；所述2-3号位轴承外圈压紧结构9的径向宽度应与轴承外圈的径向宽度大小一致。

所述驱动轴17可采用齿轮箱高速轴或者气吹涡轮轴驱动，主轴采用高速滚动轴承支撑。

本发明虽然已以较佳实施例公开如上，但其并不是用来限定本发明，任何本领域技术人员在不脱离本发明的精神和范围内，都可以利用上述揭示的方法和技术内容对本发明技术方案做出可能的变动和修改，因此，凡是未脱离本发明技术方案的内容，依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化及修饰，均属于本发明技术方案的保护范围。