□ 孙汕民 □ 李 明

1.中国航发沈阳黎明航空发动机有限责任公司 沈阳 110043 2.海装沈阳局驻沈阳地区第二军事代表室 沈阳 110043

1 分析背景

航空发动机是飞机的“心脏”,轴承作为航空发动机的支撑点,可以高效、平稳地实现支承作用,是航空发动机传动系统的“关节”。轴承的质量决定了航空发动机的质量。傅国如等[1]对后中介轴承失效原因进行分析,发现发动机的装配质量欠佳是导致轴承失效的根本原因。陈宇等[2]通过对轴承失效过程进行分析,得出由于石墨环磨损,影响轴承正常滚动,最终导致轴承失效。徐锐等[3]通过对轴承的特性、装配质量进行检查,发现轴承失效主要是由于发动机装配质量欠佳引起。李锦花等[4]通过试验,分析得出轴承失效是轴承衬套呈现微动磨损现象引起的。宋海荣等[5]通过研究表明,轴承失效与滚棒热处理时局部接触温度达900 ℃以上有关。王宇飞等[6]通过研究表明,轴承失效是由于在轴承安装、使用、润滑过程中存在不当操作。王勇[7]以CMF56发动机为例,研究了轴承失效机理,以及避免轴承失效的措施。李密等[8]分析了轴承失效现象,并进行载荷计算,确定了轴承失效原因。黄梓友[9]通过研究表明,航空发动机转子不平衡是轴承失效的重要原因。刘杰薇等[10]通过研究表明,滚动轴承早期故障信息会被淹没在噪声和振动信号中,造成故障信息误判。笔者从冶金、设计、工艺三个方向对某型航空发动机主轴承失效故障进行分析。

2 故障情况

某型航空发动机在外场执行飞行任务后,对金属屑末信号器、润滑油过滤器滤芯外观进行检查,发现金属屑末信号器存在磁性金属屑,润滑油过滤器滤芯存在磁性金属屑。对磁性金属屑进行理化检查,发现金属屑主要成分为40CrNiMo、Cr4Mo,分析可能原因是主轴承保持架、主轴承压紧螺母、密封跑道、主轴承滚动体、主轴承内外圈等磨损或损坏。将发动机分解到单元体状态,发现主轴承损坏。主轴承故障件如图1所示。主轴承故障件的具体情况为,主轴承外圈滚道磨损,主轴承内圈滚道边缘磨损,所有滚动体磨损剥落,保持架五个相邻横梁断裂掉落,保持架有字侧相连六个兜口侧梁断裂掉落,保持架无字侧20号兜口处断裂。

图1 主轴承故障件

为分析这一航空发动机主轴承失效故障,从冶金、设计、工艺三个方面开展故障原因查找,建立主轴承失效故障树,如图2所示。

图2 主轴承失效故障树

3 冶金分析

对主轴承外圈外观进行检查,发现主轴承外圈端面约1/4周长存在高温变色,主轴承外圈内外表面未见异常颜色变化,主轴承外圈内表面存在剥落现象。

对主轴承内圈外观进行检查,发现主轴承内圈内外表面未见异常颜色,主轴承内圈外表面与外圈内表面对应位置边缘约1/4周长存在剥落现象。

对主轴承保持架外观进行检查,发现保持架横梁有五根断裂,其余兜口均有挤压变形,保持架约1/4周长断裂,保持架与外圈的配合表面偏磨,镀银层对应位置约1/4周长磨损,也存在偏磨现象。保持架外观形貌如图3所示。

图3 保持架外观形貌

保持架五根横梁断口均已被破坏,无法观察原始断口形貌。保持架外圈上的两个断口均可见疲劳断裂特征,疲劳条带细密,疲劳扩展充分。疲劳起源于兜口根部,从里向外扩展,源区未见冶金缺陷。保持架微观端口形貌如图4所示。

图4 保持架微观端口形貌

对主轴承20个滚动体外观进行检查,发现20个滚动体均存在表面剥落现象,滚动体外侧剥落较为严重,滚动体颜色未见异常,滚动体剥落坑内大部分区域被碾压,无法观察原始断裂痕迹。滚动体剥落形貌如图5所示。滚动体金相组织为细小针状马氏体加一次碳化物,组织未见异常,如图6所示。

图5 滚动体剥落形貌

图6 滚动体金相组织

对发动机主轴承内外圈及滚动体洛氏硬度进行检测,检测结果见表1。主轴承内外圈及滚动体洛氏硬度均合格,符合标准规定。

表1 主轴承硬度

主轴承安装在轴颈上,工作过程中主轴承承受径向力。主轴承外圈与壳体通过止口定位,杯套与主轴承外圈通过螺栓连接,固定在壳体上。主轴承安装定位如图7所示。综合考虑螺栓孔位置度公差,螺栓与螺栓孔最小间隙为0.44 mm,大于主轴承与壳体的最大配合间隙(0.022 mm)。因此,在正常状态下,不会造成主轴承过定位安装。

图7 主轴承安装定位

4 设计分析

4.1 极限间隙

主轴承与杯形锁圈安装结构如图8所示。

通过尺寸链计算,保持架端面与杯形锁圈之间的间隙为0～0.72 mm,存在碰撞的可能。将杯形锁圈改为大圆角结构后,可以避免碰撞。

4.2 工作游隙

主轴承工作时,影响轴向挡边间隙的主要因素是主轴承内圈宽度和滚动体轴向上的变形量。主轴承内圈内表面挡边沿轴向的位移随螺母拧紧力矩的变化情况如图9所示。主轴承外圈工作温度为150 ℃时,主轴承内圈宽度变化量为0.012 9 mm。滚动体工作时,由于热膨胀引起的轴向变形量为0.010 7 mm。轴向挡边间隙减小量为0.023 6 mm,所以规定该主轴承出厂时轴向挡边间隙不小于0.03 mm是合理的。

图9 主轴承内圈内表面挡边轴向位移

综合考虑轴承安装配合精度、温度膨胀、离心效应的影响,计算主轴承在工作状态下的径向游隙。主轴承内圈工作转速为19 707 r/min,主轴承外圈温度假设为150 ℃,主轴承内圈温度分别设为160 ℃、170 ℃、180 ℃,计算结果见表2。计算结果表明,主轴承不存在负游隙情况。

表2 主轴承径向游隙计算结果

4.3 工作载荷与寿命

按照全寿命最大载荷计算主轴承的寿命,为4 173.9 h。工作条件下,主轴承承受的最大径向载荷为3 425.1 N,此时,外圈最大接触应力为1 303 MPa,内圈最大接触应力为1 427 MPa,均远低于材料Cr4Mo的承载极限值2 000 MPa。

4.4 供油

按照主轴承工作状态条件,径向力为3 425.1 N,内圈转速为19 707 r/min,供回油温差为50 K,由Harris经验公式计算得到主轴承在工作状态下的发热功率为494 W,所需的润滑油供油流量为0.272 L/min。

故障主轴承供油量实测值为0.8 L/min,满足0.7～0.8 L/min的设计要求。

4.5 保持架模态

计算保持架自由状态固有频率。常温及最大状态下的前六阶频率计算结果见表3。最大状态下,主轴承内圈转速为19 707 r/min,保持架转速为8 719 r/min,外圈工作温度为150 ℃。前六阶频率对应的振型如图10所示,坎贝尔图如图11所示。

表3 保持架前六阶频率计算结果

保持架振动的激振源有中央传动锥齿轮激振、附件机匣锥齿轮激振、齿数差激振。计算结果表明,在发动机慢车转速到最大转速范围内,中央传动锥齿轮激振、齿数差激振可能产生共振,存在危险点1和危险点2,共振转速分别为86%相对转速和最大转速。

对比本次主轴承故障件及历次主轴承故障件,主轴承保持架损坏形貌差异较大。保持架损坏模式多样化,与保持架计算振型不同,因此分析认为保持架断裂与保持架共振关联性较小。

5 工艺分析

5.1 拧紧力矩

为研究主轴承挡边尺寸与螺母拧紧力矩间的变化规律,前期选取16套轴承进行测量。对轴承装配到齿轮轴上螺母未拧紧状态与拧紧至372 N·m状态两组数据进行比较,结果显示某批次轴承变化量相对偏大,以A批次代称。七件A批次轴承中,三件平均变化量在0.03 mm以上。

本次故障发生后,针对主轴承挡边尺寸变化测量时部分轴承轴向游隙变化量大于0.03 mm的问题,从两方面开展分析研究。一是研究A批次轴承挡边尺寸变化较大问题,二是进行深入试验,制定三套试验方案,选取十件A批次轴承进行对比测量。

方案一为按目前故障航空发动机结构状态进行拧紧力矩对主轴承内圈变形影响的测量。

方案三为在方案二的基础上取消杯形锁圈,进行拧紧力矩对轴承内圈变形影响的测量。

按三种方案进行测量,结果见表4。

表4 轴承内圈挡边间隙测量结果

同时对螺母拧紧力矩与挡边宽度变化量、螺母旋转角度的关系进行测量,结果如图12所示。随着螺母拧紧力矩的增大,螺母旋转角度基本呈线性增大。螺母拧紧力矩越大,轴承内圈挡边宽度变化量越大。

图12 拧紧力矩与挡边宽度变化量、螺母旋转角度关系

在上述测量基础上,选取两套轴承对螺母拧紧力矩与轴承内径变化量的关系进行测量。测量时,轴向均布选取三个截面,在拧紧过程中对主轴承内圈外表面直径进行测量。主轴承内圈外表面直径在螺母拧紧后变化不大,最大变化量不超过0.005 mm。

5.2 主轴承清根槽

为分析主轴承内圈挡边宽度变化的影响,进行七件A批次主轴承清根槽尺寸测量对比。清根槽尺寸要求如图13所示,测量结果见表5。由测量数据可见,主轴承的A、B、C、D尺寸都存在超差现象,并且所有D尺寸均超差。

表5 清根槽尺寸测量结果

图13 清根槽尺寸要求

6 结束语

笔者对航空发动机主轴承失效故障进行分析。分析中,航空发动机主轴承内圈、外圈及滚动体洛氏硬度均合格,滚动体金相组织未见异常。保持架断口为疲劳断口,疲劳起源于兜口根部,从里向外扩展,未见冶金缺陷。

航空发动机主轴承结构设计合理,主轴承轴向工作游隙、径向工作游隙设计合理,主轴承设计寿命满足使用要求。

随着螺母拧紧力矩的增大,螺母旋转角度基本呈线性增大。螺母拧紧力矩越大,主轴承内圈挡边宽度变化量越大。主轴承内圈外表面直径在螺母拧紧后变化不大,最大变化量不超过0.005 mm。主轴承清根槽尺寸存在超差问题,导致主轴承失效故障,应该加强主轴承制造现场的质量管理。