陳祥鑫 郭勤濤 于麗麗 陳 果

（1.南京航空航天大學(xué) 機(jī)電學(xué)院，南京 210016；2.中國航發(fā)哈爾濱東安發(fā)動機(jī)有限公司，哈爾濱 150066；3.南京航空航天大學(xué) 通用航空與飛行學(xué)院，溧陽 213300）

動力傳動軸是直升機(jī)傳動系統(tǒng)的重要組成部分，可為主減速器和發(fā)動機(jī)提供動力傳輸和物理連接，并能夠在一定程度上補(bǔ)償安裝及飛行過程中的偏角和位移，同時為發(fā)動機(jī)提供部分支撐。

某型動力傳動軸左端為法蘭盤結(jié)構(gòu)，連接著對焊的彈性膜盤，且兩段動平衡去重帶的中間是空心的管狀結(jié)構(gòu)；最右端是鼓形定心花鍵，表面為滲碳涂層[1]。平衡時的定位基準(zhǔn)是法蘭盤外徑和花鍵齒頂，裝配時一端是與動力軸的外徑有小緊度（0.01 mm 的盈量）的法蘭盤，另一端采用花鍵結(jié)構(gòu)的工裝。由于花鍵的連接存在間隙，而動力軸平衡轉(zhuǎn)速為（6 000±2 000）r·min-1，轉(zhuǎn)速跨度寬，工裝連接的誤差在平衡時導(dǎo)致不平衡量產(chǎn)生飄移現(xiàn)象，導(dǎo)致平衡不穩(wěn)定。動力傳動軸是動力傳動轉(zhuǎn)子，動平衡需在軸的工作全轉(zhuǎn)速下進(jìn)行，而在高轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時不平衡量值會產(chǎn)生波動。其平衡方法不同于剛性轉(zhuǎn)子的動平衡理論和方法。

基于動平衡理論，針對高速動力傳動軸的特性，深入分析動力傳動軸的撓曲性及平衡原理，研究動平衡影響因素，積累動力傳動軸的平衡經(jīng)驗(yàn)，通過設(shè)備的調(diào)整以及軸撓曲特性的分析和摸索，總結(jié)出一套成熟的動力傳動軸的動平衡工藝方法，實(shí)現(xiàn)動力傳動軸的動平衡控制。

1 動平衡影響因素分析

1.1 定標(biāo)精度對不平衡的影響

動平衡機(jī)選擇的原則有以下兩點(diǎn)：一是物理參數(shù)不超過平衡機(jī)的技術(shù)規(guī)格，二是所選的平衡轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足轉(zhuǎn)子的平衡精度eper。

動力傳動軸平衡使用的HK4 高速動平衡機(jī)是一臺精密的進(jìn)口平衡設(shè)備。HK4 平衡機(jī)在規(guī)定位置（定標(biāo)貼蠟處，半徑為45 mm）貼質(zhì)量為1 g 的平衡蠟，顯示的不平衡量變化為45.2 g·mm（理論應(yīng)為45 g·mm），誤差為0.4%，定標(biāo)精度能夠滿足使用要求。

1.2 平衡工裝對不平衡的影響

平衡工裝的加工精度較高，關(guān)鍵配合面的位置度要在0.01 mm 以內(nèi)，表面粗糙度應(yīng)不低于0.8 μm，安裝孔和止口要在工藝上保證一刀加工。要考慮軸端頂具的安裝位置，或是否需要設(shè)計特殊的軸向頂具。工裝結(jié)構(gòu)要考慮掛皮帶的位置是否足夠等。HK4 高速動平衡機(jī)配兩套擺架，一套法蘭式支撐，一套滾輪支撐[2]。從動力傳動軸結(jié)構(gòu)上分析，需采用法蘭支撐，通過工裝與動力傳動軸轉(zhuǎn)接。

安裝孔同支承軸面的同軸度和安裝孔的位置度，直接影響尾軸的動不平衡量。位置度每增大0.01 mm，動不平衡量就增加大約30 g·mm（每個校正面為15 g·mm），達(dá)到總不平衡量的33.3%。法蘭連接處應(yīng)保證安裝動力傳動軸時為小間隙或零間隙配合，減小重裝誤差設(shè)備補(bǔ)償?shù)臏?zhǔn)確性，保證動平衡數(shù)據(jù)的真實(shí)性。在HK4平衡機(jī)上動平衡時，工裝自身的不平衡量可以通過設(shè)備的分解補(bǔ)償功能進(jìn)行消除。

1.3 動力傳動軸與平衡機(jī)連接時對不平衡量的影響

動力傳動軸平衡時使用的鏈接螺栓及螺母所產(chǎn)生的動不平衡量為

式中：M表示動不平衡量，g·mm；m表示質(zhì)量差，g；r表示螺栓安裝半徑，mm。

經(jīng)過計算，動力傳動軸平衡時使用的鏈接螺栓及螺母引起的動不平衡量為50 g·mm，占總不平衡量的111.1%。

基于平衡工裝及夾具自身的不平衡，以及裝配間隙、加工誤差，動力傳動軸的不平衡量必然會帶入附加不平衡量，對平衡結(jié)果產(chǎn)生影響[3]。因此，在動力傳動軸的動平衡操作前，每一次的裝配過程都要通過標(biāo)記、選配等措施，保證平衡螺栓與動力傳動軸法蘭盤的安裝孔位置固定不變，減少附加不平衡量對真實(shí)值的影響。

1.4 花鍵跳動對不平衡量的影響

動力傳動軸的外花鍵跳動和尾軸法蘭盤內(nèi)花鍵跳動對不平衡量的影響為

式中：M'表示動不平衡量，g·mm；m'表示尾軸質(zhì)量，g；λ表示花鍵跳動差，mm。

經(jīng)計算，M'值為75 g·mm，占總不平衡量的166.7%。該因素影響不平衡量比重較大，是關(guān)鍵因素。尾傳動軸軸系疊片聯(lián)軸節(jié)自身也有不平衡量（有的不平衡量達(dá)到30 g·mm），占總不平衡量的66.7%，因此軸的加工質(zhì)量是影響動平衡的關(guān)鍵指標(biāo)。

2 動力傳動軸動平衡工藝的研究

2.1 左側(cè)法蘭連接工裝的設(shè)計研究

為了保證動平衡的精度，動力軸左端的連接工裝與動力軸精密配合，旋轉(zhuǎn)過程中無相對運(yùn)動。左端的平衡工裝是動力軸的旋轉(zhuǎn)動力驅(qū)動裝置，要保證連接可靠。

該工裝與動力軸法蘭外徑的過盈量為0.01 mm，工裝與設(shè)備的安裝面的跳動值為0.005 mm，與設(shè)備的安裝孔的位置度為0.015 mm，工裝的表面粗糙度為0.8 μm，表面淬火硬度為450～550 HV，淬火深度為5 mm，材料選擇42CRMOV4。為了控制螺釘?shù)陌惭b誤差，采用精密測量裝置，根據(jù)孔直徑設(shè)計高精度的分級連接螺釘。使用時按分級尺寸做好一對一的標(biāo)記，確保連接螺釘與模片的精密配合。同時，定做一批光潔度好、質(zhì)量均勻的墊片，最大限度地降低螺釘拆裝對不平衡量帶來的影響。

2.2 側(cè)花鍵平衡工裝的研究

動力傳動軸右側(cè)是帶涂層的花鍵和帶涂層的密封槽，動平衡時既要保證平衡精度高，還要確保涂層無磨損，因此設(shè)計了4 種工裝方案，通過實(shí)踐進(jìn)行優(yōu)選。

第一種，抱軸式動平衡工裝設(shè)計。該方案工裝內(nèi)部采用漲圈式結(jié)構(gòu)，通過調(diào)整桿控制漲圈的漲縮抱緊動力傳動軸的花鍵，可實(shí)現(xiàn)平衡工裝與動力傳動軸之間的無間隙配合，且在達(dá)到平衡后漲圈與花間脫開。該工裝由于夾緊力的存在，平衡后動力傳動軸花鍵外圖層大面積脫落，影響產(chǎn)品的外觀質(zhì)量[4]。為此，在漲圈與花鍵夾緊處增加鋁箔片、油紙等輔助材料，試驗(yàn)后均出現(xiàn)不同程度的撕裂現(xiàn)象。可見，該工裝對涂層的磨損不可避免，方案不可取。

第二種，加緊密封槽的動平衡工裝設(shè)計。該型號動力傳動軸共有5 處密封槽，其中靠近花鍵外的2 處密封槽為精加工面，可以實(shí)現(xiàn)精密配合夾緊。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，抱緊的密封槽在動平衡試驗(yàn)后涂層面脫落嚴(yán)重，且局部露出光亮的基體。因此，該工裝對涂層的影響也不可避免，方案不可取。

第三種，花鍵配合的動平衡工裝設(shè)計。該型號動力傳動軸花鍵為鼓形，在高速旋轉(zhuǎn)時可以實(shí)現(xiàn)自動定心，工裝花鍵光度較高。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，平衡過程中振動及聲響較大，同時涂層存在磨損，因此該設(shè)計方案也不是最佳方案。

第四種，半定位半傳扭的動平衡工裝設(shè)計[5]。半定位是在動力軸花鍵的鼓形最大外徑處做一個精密分級的定位套，使軸在旋轉(zhuǎn)過程中定位準(zhǔn)，無異常的振動和偏離；半傳扭是在動力軸的花鍵端部做一段與其相配的內(nèi)花鍵，作用是傳扭。用此工裝進(jìn)行動平衡時，振動小、測量值穩(wěn)定，且對動力軸花鍵的涂層磨損非常小，是最理想的設(shè)計方案。

2.3 動平衡轉(zhuǎn)速的研究

動平衡轉(zhuǎn)速選擇的原則有以下4 點(diǎn)：一是不超過平衡機(jī)的限制轉(zhuǎn)速；二是不超過轉(zhuǎn)子實(shí)際能達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速；三是所選的平衡轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足轉(zhuǎn)子的平衡精度；四是避免共振干擾。

動力傳動軸規(guī)定平衡轉(zhuǎn)速為（6 000±2 000）r·min-1，轉(zhuǎn)速高、跨度寬。由于動力傳動軸是撓性軸，轉(zhuǎn)速的選擇對動平衡影響較大。這就需要摸索出動力傳動軸的共振區(qū)，因?yàn)楣舱駞^(qū)的動平衡變化率非?？?，如果采用此范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速段進(jìn)行動平衡，會出現(xiàn)不平衡量不真實(shí)現(xiàn)象，并產(chǎn)生突變，易產(chǎn)生角度漂移。同時，接近共振區(qū)平衡時容易造成動力軸和平衡機(jī)損傷，因此動平衡的轉(zhuǎn)速應(yīng)避開振動較大的速度區(qū)。HK4 高速動平衡機(jī)采用的是高速電機(jī)，3 000 r·min-1、6 000 r·min-1與電網(wǎng)供電50 Hz 同頻共振。平衡轉(zhuǎn)速與電源頻率的差異至少為10%，不可選用的轉(zhuǎn)速為2 700～3 300 r·min-1、5 400～6 600 r·min-1。

為了找到動力傳動軸的實(shí)際動平衡特性，在平衡機(jī)上進(jìn)行2 倍轉(zhuǎn)速模擬，模擬出動力傳動軸在平衡機(jī)上的共振轉(zhuǎn)速在6 500 r·min-1附近，轉(zhuǎn)速在4 500～8 000 r·min-1。在共振區(qū)，動力傳動軸的不平衡量隨著平衡轉(zhuǎn)速的增加而增大。當(dāng)平衡轉(zhuǎn)速逐漸增大到臨界轉(zhuǎn)速時，不平衡量值趨于無窮大；當(dāng)平衡轉(zhuǎn)速超過臨界轉(zhuǎn)速且繼續(xù)增大時，不平衡量反而逐漸減小。綜上所述，確定最佳平衡轉(zhuǎn)速為4 000～4 500 r·min-1。

2.4 翻轉(zhuǎn)角度動平衡測量的研究

動力傳動軸的平衡技術(shù)要求較高，平衡指標(biāo)比較精準(zhǔn)。為了保證動平衡的重復(fù)性好，需確保將其翻轉(zhuǎn)3 個角度（0°、120°、240°）時剩余不平衡量合格。而在實(shí)際平衡時，每翻轉(zhuǎn)一個120°，平衡量變化1～2 g·mm，隨機(jī)性的變化明顯。引起這種變化的原因是工件與工裝、設(shè)備安裝連接時產(chǎn)生了誤差。

為保證該動力傳動軸的動平衡量值真實(shí)可靠，減少平衡工裝引入的動不平衡量，在動平衡操作前，需要對動力傳動軸進(jìn)行翻轉(zhuǎn)補(bǔ)償。其受力分析如圖1 所示，其中A表示平衡工裝的受力大小，B表示動力傳動軸的受力大小及方向，C1表示第一次合力的受力大小，C2表示第二次合力的受力大小，A1表示平衡翻轉(zhuǎn)后平衡工裝夾具的受力大小。從圖1 可以看出，動力傳動軸值的受力大小及方向不變，平衡工裝和平衡翻轉(zhuǎn)后平衡工裝受力大小不變，平衡角相相差120°。HK4 高速動平衡機(jī)可以自動識別為工裝引入的不平衡量，并進(jìn)行補(bǔ)償。

圖1 動力傳動軸翻轉(zhuǎn)補(bǔ)償分析

采取每次軸翻轉(zhuǎn)120°前在平衡設(shè)備上進(jìn)行工裝翻轉(zhuǎn)補(bǔ)償功能的措施，并對每個翻轉(zhuǎn)角度的不平衡量在顯示屏的雷達(dá)圖上的位置進(jìn)行打點(diǎn)記憶，綜合分析不平衡量的變化軌跡。如果軸翻轉(zhuǎn)后不平衡量偏離較大，可以針對性地分析動力傳動軸不平衡量偏離大的角相是否有故障，也可通過分析雷達(dá)圖記錄的不平衡量的角向及質(zhì)量找到一個平均位置進(jìn)行平衡來綜合3 次測量，達(dá)到3 次翻轉(zhuǎn)合格的目的。

在翻轉(zhuǎn)補(bǔ)償操作后，對翻轉(zhuǎn)補(bǔ)償是否有效進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果證明該措施明顯提高了翻轉(zhuǎn)角度后平衡量波動的穩(wěn)定性，并提高了3 次翻轉(zhuǎn)的合格率，為平衡工作的順利進(jìn)行奠定了基礎(chǔ)。

3 結(jié)語

對動力傳動軸進(jìn)行動平衡工藝研究，采用理論計算和平衡試驗(yàn)相結(jié)合的分析方法，確定了影響動平衡的主要因素，掌握了動力傳動轉(zhuǎn)子動平衡的相關(guān)技術(shù)，有效保證了撓性轉(zhuǎn)子的動平衡精度，提出了適用于某型動力傳動軸動平衡的影響因素理論分析方法和動平衡工藝方法。該方法同樣適用于后續(xù)相同或相似結(jié)構(gòu)的動力傳動軸類產(chǎn)品。