附件傳動機構磨損現象分析與改進

李彥增， 楊昊

（1.海軍駐哈爾濱地區航空軍事代表室，哈爾濱150000；2.陸航駐哈爾濱地區軍事代表室，哈爾濱150000）

1 磨損現象

某發動機附件機匣傳動機匣自2010年3月發動機批量交付使用以來，外場使用中發生發動機滑油光譜鐵含量超標問題。從附件機匣返廠檢查情況看，主要是齒輪齒面擦傷、花鍵磨損。

1.1 齒輪齒面磨損

圖1為故障機匣已擦傷齒輪，從齒輪齒面的磨損現象來看，屬于較為明顯的齒面膠合現象，膠合是相嚙合齒面間的一種黏著磨損，產生的條件是兩個相互嚙合的齒面間油膜破壞，而產生直接的金屬對金屬的接觸[1]。同時，由于兩齒面的相互滑動產生的摩擦熱使表面溫度升高，在壓力的作用下使表面產生黏著現象，又由于兩齒面的相對運動,使黏著的金屬被撕傷。

1.2 花鍵磨損

圖2（a）為故障機匣主動錐齒輪傳動軸與發動機相連接的傳動桿花鍵磨損，與之相配的錐齒輪花鍵也出現磨損，見圖2（b）。

圖1 齒面擦傷

2 磨損分析

2.1 機匣傳動結構分析

該發動機附件傳動機匣由前殼體、中殼體和后殼體組成封閉腔體，整體呈腰型，見圖3。附件機匣總裝時安裝在發動機的上部，通過左右兩端的兩個吊耳固定在中介機匣安裝邊上，為加強機匣的裝配穩定性，在機匣中部增加了輔助支板。總裝時將主動主齒輪安裝座處止口裝入中介機匣止口內，為小間隙配合。

圖2 花鍵磨損

殼體內部裝配1對螺旋錐齒輪及多件直齒輪軸。磨損故障出現在較粗一側，該側傳動鏈所傳遞的功率占其總功率的72%（約500 kW），其齒輪排列非常緊湊，呈“Z”型，見圖4。齒輪軸兩端殼體采用鎂合金鑄造件分別加工，兩件機匣殼體裝配時采用兩處φ6定位銷進行定位。

圖3 傳動機匣平面圖

圖4 齒輪平面分布圖

2.2 齒輪齒面磨損分析

對于齒輪齒面擦傷故障，對齒輪的強度[2]、裝配結構、材料、潤滑形式等方面進行具體分析。

1）磨損齒輪變形計算。計算工作狀態時磨損齒輪軸的變形，因齒輪軸的質量和轉動慣量較小，對齒輪軸的變形影響較小，如圖5所示。齒輪軸的變形主要由傳遞功率產生的周向力引起。計算結果如表1、表2所示。

圖5 特征點位置

表1 齒輪3特征點變形值

表2 齒輪4特征點變形值

2）磨損齒輪強度計算。齒面發生擦傷現象的齒輪在整個傳動鏈中屬于高速、重載齒輪，對其進行300 h工作壽命全負載狀態強度校核計算。計算結果表3，強度校核準則見表4。在設計載荷工作條件下，各齒輪強度滿足要求，但也有個別齒輪抗膠合安全系數偏小。

3）齒輪材料分析。該傳動機匣內部直齒輪材料選用12Cr2Ni4A，該材料是一種優良的滲碳鋼。具有較高的淬透性，經過滲碳并淬火加低溫回火后，可以獲得較高的表面硬度。但該材料的回火溫度不高，180℃就能造成材料回火，使齒輪硬度降低[5]。由于該機匣實際使用時溫度經常可達200℃以上，因此，齒輪在使用中存在發生回火、硬度降低的可能性。

表3 齒輪膠合強度計算結果

表4 強度校核準則

2.3 花鍵磨損分析

經過對磨損花鍵軸材料性能、硬度、表面粗糙度、摩擦力、潤滑等方面檢查后，并沒有發現異常情況。由于花鍵傳動相比齒輪傳動的精度要低，磨損基本為裝配不當所致，因此，重點對裝配過程進行了分析。

1）裝配過程分析。通過現場了解附件機匣裝配過程，跟蹤發動機附件機匣的裝配程序，發現附件機匣集件狀態，前支板已經安裝在附件機匣上，螺母擰緊，鎖片未鎖緊，該狀態為機匣單獨交付來件狀態，調整墊1未安裝。附件機匣落到發動機上后，首先安裝兩邊定位銷軸和擋圈，然后檢查前支板與風扇機匣安裝邊的配合情況，裝配工人認為只要前支板能夠落下，與風扇機匣安裝邊沒有明顯干涉，則不影響附件機匣裝配；若前支板搭在風扇機匣安裝邊上無法落下，則應增加調整墊調整前支板位置，調整墊厚度以目視檢查結果進行預估。實際裝配中，前支板落下后與風扇機匣安裝邊未貼合，前支板已經變形；松開前支板與附件機匣固定的螺母，讓前支板與風扇機匣安裝邊貼合后，前支板與附件機匣前殼體之間出現間隙，測量在0.8 mm左右，可以看出在以往的裝配中，間隙檢查和調整的方法不正確，導致前支板變形安裝，附件機匣安裝狀態受到影響。前支板與附件機匣前殼體安裝結構如圖6所示。

圖6 前支板與附件機匣前殼體安裝結構圖

2）裝配尺寸鏈計算。對附件機匣安裝前支板調整墊厚度進行計算，調整墊厚度應在0.26～1.30 mm之間，調整墊厚度組別為0.1、0.2、0.5、1.0 mm，應選擇裝配1～3件。

3）前支板變形裝配的影響分析。假設前支板與附件機匣前殼體之間有0.82 mm的間隙，而未裝配調整墊；同時假設前支板未變形，附件機匣兩個后支點位置固定，則附件機匣以兩個后支點的連線為軸線擺動，補償0.82 mm間隙，附件機匣擺動0.34°，這時，中介機匣止口變形，且中介機匣止口與附件機匣止口偏斜，結構示意見圖7。但是前支板并非完全剛性，前支板、中介機匣止口、附件機匣止口都會產生變形。

4）有限元分析。由于擋板在安裝過程中與機匣之間存在的間隙，該間隙需要通過裝配消耗掉，使得擋板和機匣之間存在拉力。按擋板在安裝過程中與機匣之間間隙0.8 mm進行計算（見圖8～圖9）。分析擋板在拉動機匣過程中，會對機匣產生多大的位移。

圖7 止口偏斜示意圖

通過有限元分析，最大位移在擋板上，機匣的最大位移為0.04 mm。

圖8 機匣裝配圖

圖9 擋板的安裝示意圖

5）其他情況。經咨詢得知，近兩年來附件機匣安裝時，從未進行過前支板的調整，僅在早期出現過前支板與風扇機匣安裝邊干涉的情況，安裝過調整墊。

3 磨損原因確定

通過對各個環節逐一進行排查和分析，排除了齒輪精度及硬度、滑油流量不足等方面，載荷過大、工作溫度高、附件機匣安裝不到位3個因素將會導致附件機匣齒輪齒面擦傷、傳動桿花鍵磨損，具體分析如下：

1）載荷大。將該附件機匣的結構和載荷同國內研制的渦噴6、渦噴7、渦噴13、渦噴14進行比較，發現該附件機匣在同等體積條件下，傳遞功率最高；甚至比國外的同帶次的附件機匣功率要略高一些。并且其功率主要集中在加力泵傳動鏈一側，這一側齒輪及軸承承受重載，工作條件比較惡劣。

2）溫度高。該附件機匣工作溫度能達到160℃,工作溫度直接影響軸承的配合，溫度越高，軸承外圈與襯套的工作間隙越大。當溫度達160℃時，工作間隙將達到0.0855～0.1071 mm。工作中軸承受力移動，工作間隙大，嚙合齒輪軸偏斜，齒輪偏載，齒輪產生嚙合沖擊，引起傳動鏈振動，對高速重載齒輪影響顯著，降低齒輪承載能力，導致齒面擦傷。

3）附件機匣安裝不到位。附件機匣裝配中未裝配調整墊，前支板變形安裝，中介機匣止口與附件機匣止口偏斜，導致錐齒輪與傳動桿不同心，嚙合時發生異常磨損，出現傳動桿花鍵磨損及機匣非正常變形。

4 改進措施

通過對齒輪齒面及花鍵磨損原因進行系統分析，為解決齒輪磨損故障，進行以下改進：

1）為提高齒輪強度儲備，解決齒面擦傷、膠合問題，已將齒輪材料采用16Cr3NiWMoVNbE代替原采用的12Cr2Ni4A材料。因齒輪鋼16Cr3NiWMoVNbE的力學性能優于12Cr2Ni4A，尤其是高溫力學性能更好于后者，能夠很好地適應產品200℃的使用環境,如表5所示。

經計算，改進材料的齒輪齒面接觸疲勞安全系數和膠合安全系數均高于原齒輪，具有更大的強度儲備（標準規定，接觸疲勞強度最小安全系數為1.25，膠合最小安全系數為1.2），如圖10、圖11所示。

表5 齒輪鋼力性能對比

2）對齒輪齒面增加噴丸強化處理，進一步提高齒面的抗膠合能力。

3）原機匣傳動桿外花鍵采用碳氮共滲，而齒輪內花鍵沒有強化要求，錐齒輪內花鍵強度相對較弱，因此建議對錐齒輪內花鍵增加齒面滲碳要求，提高內花鍵的抗磨損能力。

5 結語

圖10 接觸疲勞安全系數

圖11 膠合安全系數

在機械傳動系統中，磨損影響產品可靠性、使用經濟性，預防磨損是機械傳動設計中必須要深入研究和考慮的問題，但磨損的往往是在特定的使用工況以及外部環境下，由多重因素造成,僅僅依靠提高磨損的件的材料強度是不可取的。因此總結各種傳動系統在各個時期出現的磨損現象，分析原因，不斷改進傳動系統的設計結構，優化零件設計、裝配方案，配合材料抗磨能力、潤滑設計及表面涂覆技術的發展，才能使傳動系統的抗磨損能力不斷增強。