蘇 里，王繼業(yè)，王海旭

(中國航發(fā)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)研究所 a 第二研究室，b 第七研究室，沈陽 110015)

分油套為某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)低壓轉(zhuǎn)子的重要組成部分，其主要作用是提供軸承支撐平臺(tái)并實(shí)現(xiàn)軸承環(huán)下供油及油量分配的功能[1-3]。在發(fā)動(dòng)機(jī)工作工程中，如果用于定位分油套的銷子發(fā)生失效，分油套將帶著軸承內(nèi)圈前、后軸向移動(dòng)，當(dāng)移動(dòng)量較大時(shí)，會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)、靜子發(fā)生碰磨，影響發(fā)動(dòng)機(jī)使用安全。故障樹分析法是一種用于復(fù)雜系統(tǒng)安全性、可靠性分析、故障診斷和風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估的方法，目前我國的故障樹分析法研究已取得了很大發(fā)展，廣泛運(yùn)用于航空、航天、機(jī)械等各個(gè)領(lǐng)域[4]。楊帆[5]等人采用故障樹分析方法對(duì)某型壓氣機(jī)試驗(yàn)過程中發(fā)生的振動(dòng)異常故障進(jìn)行了分析，確定了故障原因?yàn)檗D(zhuǎn)子葉片發(fā)生偏磨；陳可嘉[6]等人針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)滑油系統(tǒng)故障提出了灰色關(guān)聯(lián)分析法與故障樹分析法相結(jié)合的航空發(fā)動(dòng)機(jī)滑油系統(tǒng)故障分析方法，該方法能準(zhǔn)確判斷導(dǎo)致航空發(fā)動(dòng)機(jī)滑油系統(tǒng)故障發(fā)生的最大關(guān)聯(lián)故障原因；胡杰鑫[7]等人將故障模式、影響與危害度分析和故障樹分析這兩種分析方法結(jié)合起來，建立了一套基于故障模式、影響與危害度分析的自動(dòng)繪制故障樹方法，并以航空渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)為案例進(jìn)行了分析，驗(yàn)證了該方法的正確性；王雪飛[8]等人針對(duì)飛機(jī)外場排故的實(shí)際需求，提出了基于模型和故障樹的故障診斷方法?；诖朔椒ㄩ_發(fā)了飛機(jī)外場故障診斷系統(tǒng)并結(jié)合某型號(hào)飛機(jī)的剎車系統(tǒng)對(duì)該故障診斷方法進(jìn)行了驗(yàn)證，方法有效、可行；陳農(nóng)田[9]等人以CFM56-7B發(fā)動(dòng)機(jī)滑油系統(tǒng)為例，研究了模糊故障樹理論在飛機(jī)故障診斷方面的應(yīng)用，將故障樹理論應(yīng)用于滑油系統(tǒng)滲漏故障診斷中，可為準(zhǔn)確和快速診斷和排除滑油滲漏故障提供參考；喬磊[10]等人運(yùn)用故障樹分析方法，對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)非包容事件的安全性進(jìn)行分析，確定導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)高能碎片不包容的主要失效形式，并提出了針對(duì)性措施。

本文采用故障樹分析方法對(duì)某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過程中出現(xiàn)的分油套銷子磨損故障進(jìn)行分析，從設(shè)計(jì)、工藝、實(shí)物加工和裝配等方面開展排查工作，分析故障產(chǎn)生的原因并提出故障解決方案。

1 故障概述

1.1 結(jié)構(gòu)簡介

某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇后軸頸與分油套之間為過盈配合，軸頸與分油套上的銷孔為組合加工，銷子與軸頸和分油套上的銷孔均為過盈配合，銷子周向3處均布，角向位置任意，軸承安裝在分油套上，銷子理論長度7 mm，銷孔處分油套壁厚5 mm，安裝狀態(tài)為銷子上端與分油套外表面平齊，理論上銷子穿入軸徑2 mm。固定軸承內(nèi)圈的壓緊螺母擰緊力矩為400～800 N·m。分油套上有徑向油孔，以實(shí)現(xiàn)軸承環(huán)下供油及油量分配的功能。分油套及銷子裝配關(guān)系如圖1所示。

圖1 分油套裝配關(guān)系示意圖

1.2 故障現(xiàn)象

發(fā)動(dòng)機(jī)下臺(tái)分解后發(fā)現(xiàn)，分油套與軸頸之間存在軸向和周向的相對(duì)移動(dòng)，軸頸表面光滑,分油套與軸頸之間過盈配合失效，3個(gè)銷子共有2種狀態(tài)：(1)銷子與分油套內(nèi)壁面齊平、表面光滑；(2)銷子凹入分油套內(nèi)壁面銷孔。將銷子分下后，3處銷孔均存在周向豁口，磨損趨勢(shì)與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)向相反，如圖2所示。

圖2 軸頸銷孔豁口示意圖

2 故障原因排查

根據(jù)故障發(fā)生現(xiàn)象，利用基于Isograph的Reliability Workbench軟件對(duì)分油套銷子磨損故障進(jìn)行分析，分析形成4個(gè)主要中間事件、25個(gè)底事件，針對(duì)每個(gè)底事件開展排查工作。其中有4個(gè)底事件不能排除，如表1所示，圍繞該4項(xiàng)底事件展開故障原因分析。

表1 不可排除底事件

3 設(shè)計(jì)復(fù)查

3.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)復(fù)查

進(jìn)行故障分析時(shí)，首先排查故障部位相關(guān)零組件設(shè)計(jì)是否滿足設(shè)計(jì)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)要求。從圖紙要求、裝配關(guān)系、相關(guān)圖紙更改和相似故障等方面對(duì)銷子、分油套、軸頸和軸頸組合件進(jìn)行復(fù)查。通過復(fù)查得出，相關(guān)零組件裝配關(guān)系合理且不存在導(dǎo)致故障發(fā)生的圖紙更改及相關(guān)故障。

3.2 強(qiáng)度設(shè)計(jì)復(fù)查

大量工程經(jīng)驗(yàn)證明，當(dāng)軸頸與分油套之間的過盈配合滿足設(shè)計(jì)要求時(shí)，軸頸與分油套之間的摩擦力足以傳遞螺母擰緊力矩所產(chǎn)生的預(yù)緊力，此時(shí)銷子不會(huì)發(fā)生擠壓或剪切失效。所以這里僅對(duì)軸頸與分油套之間為間隙配合時(shí)銷子剪切強(qiáng)度與螺母最大擰緊力矩進(jìn)行強(qiáng)度分析，分析時(shí)未考慮強(qiáng)度儲(chǔ)備。銷子材料為38 CrA，軸頸材料為TC11。材料參數(shù)見表2、表3所示[11]。

表2 38CrA材料性能數(shù)據(jù)

表3 TC11材料性能數(shù)據(jù)

3.2.1 銷子剪切強(qiáng)度分析

分析計(jì)算銷子允許的最大周向加速度。其中，銷子工作溫度為200 ℃，零件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量見表4，剛體繞定軸轉(zhuǎn)動(dòng)平衡方程為

Jzα=∑Mz(F)=τ0.2Sd0

(1)

τ0.2=0.6σ0.2

(2)

式(1)、(2)中：Jz為剛體對(duì)于旋轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和，α為角加速度，S為銷子截面面積，d0為銷子截面到旋轉(zhuǎn)軸距離，τ0.2為剪切屈服強(qiáng)度。

表4 相關(guān)零件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

通過計(jì)算可以得出，當(dāng)銷子承受最大剪切力時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)允許的最大周向加速度為109 066 rad/s2，造成銷子被剪切破壞所需的加速度極高，所以單純由剪切造成銷子斷裂的可能性極低。

3.2.2 螺母擰緊力矩分析

分析計(jì)算完全由3個(gè)銷子傳遞扭矩時(shí)，螺母可達(dá)到的最大擰緊力矩。其中，銷子與軸頸工作溫度為200 ℃，當(dāng)銷子或軸頸承受最大擠壓應(yīng)力時(shí)，擰緊力矩與預(yù)緊力方程為

M=KP0d

(3)

其中，K為擰緊力矩系數(shù)，取0.2，P0為預(yù)緊力，即3個(gè)銷子承受的最大擠壓應(yīng)力之和或軸頸上三處銷孔承受的最大擠壓應(yīng)力之和，d為螺母螺紋公稱直徑。

通過計(jì)算可以得出，當(dāng)銷子承受最大擠壓應(yīng)力時(shí)，螺母允許的最大擰緊力矩為557.77 N·m；當(dāng)軸頸承受最大擠壓應(yīng)力時(shí)，螺母允許的最大擰緊力矩為548.13 N·m。當(dāng)銷子承受最大剪切應(yīng)力時(shí)，公式(3)中預(yù)緊力P0為3個(gè)銷子承受的最大剪切應(yīng)力之和，通過公式(2)和(3)可以計(jì)算得出，螺母允許的最大擰緊力矩為404.4 N·m。

綜合以上強(qiáng)度分析結(jié)果，當(dāng)軸頸與分油套為間隙配合時(shí)，螺母可達(dá)到的最大擰緊力矩為404.4 N·m，基本低于裝配要求400～800 N·m，所以裝配過程中極大可能導(dǎo)致銷子受到的剪切應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度，引起銷子損壞。

4 工藝復(fù)查

4.1 生產(chǎn)工藝

對(duì)銷子、分油套和軸頸生產(chǎn)加工過程進(jìn)行工藝復(fù)查，所有零件配合尺寸符合設(shè)計(jì)要求，工藝方案合理，加工過程受控。

4.2 返修工藝

在分油套完成加工后，表面質(zhì)量不合格，對(duì)分油套表面進(jìn)行了反復(fù)除膜多次陽極化的反修，表5為分油套反復(fù)除膜對(duì)比試驗(yàn)數(shù)據(jù)。從表5中可見，一次除膜對(duì)分油套內(nèi)徑尺寸影響極小，最大值為0.002 mm；二次除膜對(duì)分油套內(nèi)徑尺寸影響明顯，最大值為0.102 mm。試驗(yàn)結(jié)果表明返修過程會(huì)造成分油套內(nèi)徑偏大。

表5 分油套反修后內(nèi)徑變化量Φ mm

5 實(shí)物復(fù)查

對(duì)分油套內(nèi)、外徑，軸頸外徑和其他相關(guān)零件尺寸進(jìn)行三坐標(biāo)檢測，測量結(jié)果表明分油套內(nèi)徑尺寸存在偏大現(xiàn)象，偏大0.049～0.083 mm。其余尺寸均符合設(shè)計(jì)要求，此時(shí)軸頸與分油套之間為間隙配合。

6 故障原因

通過返修工藝復(fù)查和實(shí)物復(fù)查發(fā)現(xiàn)分油套內(nèi)徑尺寸偏大，分油套與軸頸裝配時(shí)為間隙配合，不符合設(shè)計(jì)要求；通過強(qiáng)度設(shè)計(jì)復(fù)查可知，在分油套與軸頸之間為間隙配合時(shí)，裝配過程中極大可能導(dǎo)致銷子受到的剪切應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度，從而引起銷子損壞。所以分油套銷子磨損原因?yàn)榉钟吞咨a(chǎn)過程中存在返修情況，返修過程會(huì)導(dǎo)致分油套內(nèi)徑偏大。裝配時(shí)，分油套與軸頸之間為間隙配合。在此情況下，螺母可達(dá)到的最大擰緊力矩低于設(shè)計(jì)要求，裝配過程中極大可能導(dǎo)致銷子受到的剪切應(yīng)力超過屈服強(qiáng)度，從而引起銷子損壞。

7 措施及驗(yàn)證

7.1 排故措施

根據(jù)故障發(fā)生原因，從以下兩方面采取措施，避免類似故障再次發(fā)生。

(1)優(yōu)化銷子結(jié)構(gòu)，增加銷子直徑和長度，保證分油套與軸頸之間為間隙配合時(shí)，銷子仍能承受螺母的擰緊力矩而不被損壞。調(diào)整后銷子直徑由Ф4 mm增加至Ф6 mm，銷子長度由7 mm增加至8 mm，當(dāng)分油套與軸頸之間為間隙配合時(shí)，銷子所能承受的螺母最大擰緊力矩為909 N·m，高于設(shè)計(jì)要求的400～800 N·m，此時(shí)銷子仍然不會(huì)損壞。

(2)分油套返修時(shí)，增加尺寸檢測要求，避免造成分油套內(nèi)徑尺寸偏大。

7.2 驗(yàn)證情況

以上排故措施已經(jīng)在多臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)上進(jìn)行了試車驗(yàn)證。試車后，對(duì)分油套及銷子進(jìn)行分解檢查，未發(fā)現(xiàn)異常，排故措施有效、可行。

8 結(jié)論

詳細(xì)分析了某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)分油套銷子磨損的故障原因，并制定排故措施，排故措施合理、可行、有效。排故過程不僅適用于分油套銷子磨損故障，對(duì)所有因化學(xué)方法加工導(dǎo)致零件尺寸發(fā)生偏差并影響使用的故障均有借鑒意義。