段素爽，湯重陽(yáng)， 王文鳳， 王振全

(北京青云航空儀表有限公司，北京 100086)

0 引言

電機(jī)與蝸輪蝸桿傳動(dòng)作為航空機(jī)載減速器第一級(jí)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，在高振動(dòng)、高溫度環(huán)境下其結(jié)構(gòu)性能的優(yōu)劣直接影響產(chǎn)品的使用壽命和飛機(jī)的安全性，所以航空機(jī)載產(chǎn)品的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化與裝配研發(fā)過(guò)程至關(guān)重要。本文以壽命作為設(shè)計(jì)準(zhǔn)則及綜合評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)航空機(jī)載減速器的電機(jī)與蝸桿傳動(dòng)組件性能進(jìn)行設(shè)計(jì)分析研究。

1 航空機(jī)載減速器電機(jī)傳動(dòng)設(shè)計(jì)及斷裂失效分析

1.1 電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖1為電機(jī)傳動(dòng)組件。針對(duì)工作環(huán)境溫度為-60 ℃～150 ℃的使用要求，確定電機(jī)采用高溫電機(jī)，可耐溫度高達(dá)200 ℃。同時(shí)為保證電機(jī)工作時(shí)散熱良好，在電機(jī)安裝時(shí)與外殼充分接觸，并在電機(jī)與安裝空腔內(nèi)填充導(dǎo)熱硅脂；電機(jī)軸直接插入蝸桿軸的孔內(nèi)滑配合，蝸桿另一端采用成對(duì)裝配的向心推力軸承進(jìn)行定位預(yù)緊。

1.2 故障現(xiàn)象及模式

在與飛控系統(tǒng)聯(lián)試的過(guò)程中，減速器(如圖2所示)運(yùn)轉(zhuǎn)出現(xiàn)輸出軸不轉(zhuǎn)或間歇性停止現(xiàn)象，噪聲較大，有劇烈磨損的聲音。拆解減速器外殼發(fā)現(xiàn)蝸桿不能連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)一步在裝配車間分解該減速器后，發(fā)現(xiàn)電機(jī)軸斷裂，位置處于緊靠電機(jī)前端軸的軸承端面處(如圖3所示)，用5倍放大鏡觀察，斷口大部分?jǐn)嗔烟幮螤钜?guī)則，屬于典型的疲勞斷裂。

1.3 故障原因分析

1.3.1 電機(jī)軸受力分析

根據(jù)機(jī)載減速器的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，電機(jī)軸受到的力有：①傳遞扭矩的剪切力；②電機(jī)軸與蝸桿軸因?yàn)榧庸ず脱b配不對(duì)準(zhǔn)造成的回轉(zhuǎn)彎曲循環(huán)應(yīng)力；③蝸桿推進(jìn)蝸輪時(shí)由壓力角形成的徑向力。在電機(jī)軸受到的這些力中第一項(xiàng)是必要的，而第二、三項(xiàng)屬于附加力，特別是不同軸度較大時(shí)，將使第二項(xiàng)彎矩循環(huán)作用更為明顯，這雖然可以通過(guò)提高零件的加工精度和裝配同軸度緩解，但無(wú)法徹底消除，所以只能改變電機(jī)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)。

圖1電機(jī)傳動(dòng)組件圖2減速器結(jié)構(gòu)示意圖圖3電機(jī)故障位置

電機(jī)的輸出軸直徑為Φ4 mm，只允許距離電機(jī)端面5 mm處有不大于25 N的徑向力。由表1中的機(jī)載減速器蝸輪蝸桿載荷分布可知，電機(jī)軸所受徑向力小于額定值。

表1 蝸輪蝸桿載荷分布

150 ℃高溫下，在電機(jī)處于最大轉(zhuǎn)速時(shí)承受的扭矩為：

Mmot最大=Pmot最大/ωmot.

(1)

其中：Pmot最大為電機(jī)功率，Pmot最大=4 680 W；ωmot為電機(jī)角速度,ωmot=373.75 rad/s。

將數(shù)值代入式(1)計(jì)算得：Mmot最大=12.5 N·m。150 ℃高溫下工作時(shí)電機(jī)的扭矩小于額定值18 N·m。

1.3.2 軸承位置間隙對(duì)傳動(dòng)性能的影響

針對(duì)電機(jī)蝸桿傳動(dòng)過(guò)程中噪聲較大的問(wèn)題，主要考慮以下兩點(diǎn)：①蝸桿與電機(jī)軸打銷釘固定后蝸桿跳動(dòng)太大；②圖1中的軸承采用定位預(yù)緊方式，在使用過(guò)程中其相對(duì)位置是不會(huì)改變的，由于工作溫度的變化會(huì)引起軸、軸承座尺寸以及軸承間的定位部件尺寸變化，從而產(chǎn)生噪聲。溫升引起間隙改變，直接影響軸承預(yù)緊力變化，縮短軸承使用壽命，進(jìn)而影響機(jī)載減速器整體的性能指標(biāo)。軸承預(yù)加載荷(間隙)與壽命系數(shù)的關(guān)系如圖4所示。

2 電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案與解決措施

2.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

為解決軸承安裝在蝸桿同一端跨度較大的問(wèn)題，將角接觸球軸承布置在蝸桿兩端，這樣受力均勻,而且這兩個(gè)軸承采用同一個(gè)支架進(jìn)行固定，有效地避免了由于不同軸給軸承帶來(lái)附加載荷的影響。蝸桿上的軸承優(yōu)化布置如圖5所示。

圖4 軸承預(yù)加載荷(間隙)與壽命系數(shù)的關(guān)系

電機(jī)與蝸桿的連接采用柔性連接(如圖6所示)，蝸桿開(kāi)槽，電機(jī)軸與蝸桿通過(guò)圓柱銷(Φ1.5 mm)構(gòu)成微型聯(lián)軸節(jié)，當(dāng)出現(xiàn)加工或者裝配誤差時(shí)，聯(lián)軸節(jié)允許存在一定的不同軸度，電機(jī)不再承擔(dān)蝸桿造成的彎矩。而且這種結(jié)構(gòu)使裝配難度下降，聯(lián)軸節(jié)存在的微小間隙通過(guò)減速之后對(duì)機(jī)構(gòu)精度無(wú)影響。

圖5蝸桿上的軸承優(yōu)化布置圖6蝸桿與電機(jī)連接方式優(yōu)化

在電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)中，采用碟形彈簧進(jìn)行定壓預(yù)緊(如圖7所示)，角接觸球軸承其相對(duì)位置在使用過(guò)程中會(huì)隨轉(zhuǎn)速及外載的變化而有所變化，但預(yù)緊力的大小是由預(yù)緊裝置本身決定的，所以其值基本不變，并且不受工作溫度的影響。

圖7 軸承預(yù)緊方式

2.2 軸承裝配及預(yù)緊力的確定

合適的預(yù)緊力可以增加軸承的剛度，提高旋轉(zhuǎn)精度、降低振動(dòng)噪聲、延長(zhǎng)使用壽命。本機(jī)載減速器的電機(jī)傳動(dòng)中角接觸球軸承預(yù)緊力估算公式為：

F= 1.58Rtanα±0.5A.

(2)

其中:R為作用于軸承上的徑向載荷，R=4.614 N；A為作用于軸承上的軸向載荷，A=25.244 N；α為軸承公稱接觸角度，α=15°。

式(2)中，“+”用于軸向載荷使原有過(guò)盈值減小的軸承；“-”用于軸向載荷使原有預(yù)過(guò)盈量加大的軸承,軸承的最小預(yù)加載荷按照所求數(shù)值中最大值選取。將數(shù)據(jù)代入式(2)計(jì)算得：F=10.7 N、F=14.6 N，取預(yù)緊力F=14.6 N。

對(duì)電機(jī)蝸桿傳動(dòng)組件進(jìn)行通電測(cè)試，并通過(guò)調(diào)整螺母控制碟簧預(yù)緊力大小。角接觸球軸承實(shí)際預(yù)緊力F′與位移關(guān)系為：

F′=F1-f=Kx-f.

(3)

其中：F1為施加載荷；f為摩擦力；K為碟簧彈性系數(shù)；x為碟簧位移量。

實(shí)際裝配過(guò)程中，測(cè)量得到的預(yù)緊力數(shù)值范圍如表2所示。由表2可知，角接觸球軸承需要施加預(yù)緊力大小在12 N～17 N之間。

表2 測(cè)量得到的預(yù)緊力數(shù)值范圍

2.3 電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化后仿真分析

按照40g的沖擊強(qiáng)度對(duì)電機(jī)傳動(dòng)組件進(jìn)行應(yīng)力分析。分析組件及坐標(biāo)方向如圖8所示，電機(jī)受力情況如圖9所示。

圖8 分析組件及坐標(biāo)方向

圖9 電機(jī)三軸向應(yīng)力分析結(jié)果

由圖9應(yīng)力分析結(jié)果可知，優(yōu)化后的電機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度和剛度要求，并且耐久試驗(yàn)驗(yàn)證滿足壽命指標(biāo)。

3 結(jié)語(yǔ)

經(jīng)過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)的電機(jī)蝸桿傳動(dòng)結(jié)構(gòu)在受到振動(dòng)沖擊載荷和高溫作用下提高了抗變性能，避免了運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中溫升的影響，找到了機(jī)載減速器在結(jié)構(gòu)受限、尺寸受限的情況下機(jī)構(gòu)壽命難以保證的解決方案。

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