航空發動機離心通風器斷裂故障分析與排除

趙宏達

（中國航發沈陽發動機研究所航空發動機動力傳輸重點實驗室，沈陽110015）

0 引言

離心通風器為某發動機潤滑系統重要部件[1]，安裝于發動機附件機匣內，主要作用是依靠離心力的作用，將油氣中的滑油分離出來，以降低滑油系統排氣中的滑油含量，降低滑油系統的滑油消耗，從而滿足飛機的續航要求[2]。某型發動機在外場使用時離心通風器發生故障，導致飛機報CO 減小轉速信號，發動機空中停車，嚴重影響了飛行安全。國內某型其他發動機也曾發生類似的離心通風器故障，可成河等[3]根據故障件的破壞形貌分析結果、光彈性試驗和有限元計算結果，建立了離心通風器力學模型，通過計算的名義應力，得到了結構失效的原因，并提出了相應的解決措施。

本文針對離心通風器斷裂故障，從結構、動態特性、動應力、強度等方面進行分析，得出故障原因，并提出改進措施。

1 故障原因分析

1.1 結構分析

離心通風器安裝在附件機匣內的離心通風器齒輪軸上，依靠花鍵來傳遞齒輪軸上的轉動。離心通風器與齒輪軸之間通過單側止口定位，長度僅為3.0～4.3 mm，配合定位面過短，另一側花鍵連接端采用螺母鎖片固定，螺母的擰緊力矩較小，僅為5～10 N·m。離心通風器齒輪軸組件如圖1 所示。

圖1 離心通風器齒輪軸組件

1.2 斷口分析

故障離心通風器整體斷裂為2 瓣，磨損變形嚴重，斷裂形成4 對匹配斷口[4]，對斷面進行觀察，擴展初期斷面較為平坦，棱線較為細致，隱約可見疲勞弧線，如圖2 所示。隨后由此區域發散出的棱線粗大，其外廓隱約呈弧形，在裂紋擴展區可見疲勞條帶，如圖3 所示。

圖2 斷裂區放大形貌

圖3 裂紋擴展區疲勞條帶

從圖3 中斷口觀察可見擴展區存在疲勞條帶，說明裂紋性質為疲勞裂紋[5-6]。

1.3 強度計算

1.3.1 離心通風器

在工作溫度為120 ℃、工作轉速為9280 r/min、離心通風器壓緊螺母的擰緊力矩為10 N·m 的條件下，對離心通風器施加預緊力、離心負荷及溫度載荷進行有限元分析[7]，其應力分布如圖4 所示。當應力水平較低，不超過41 MPa 時，在工作中不會發生瞬時破壞。對離心通風器進行固有頻率分析，其靜頻見表1。在工作轉速范圍內，無共振轉速。

圖4 離心通風器應力分布

表1 離心通風器靜頻

1.3.2 離心通風器齒輪

離心通風器齒輪工作轉速為6650～9280 r/min（對應發動機高壓轉速N2= 71%～100%），對離心通風器齒輪軸進行振動特性[8]分析，共振轉速見表2、3，坎貝爾圖如圖5 所示。由分析結果可知，離心通風器齒輪軸存在1 節徑前行波共振（N2= 72%）、2 節徑后行波共振（N2= 81%）、3 節徑后行波共振（N2=92%）。

表2 33E 激振因素下共振轉速

表3 33E/2 激振因素下共振轉速（理論）

圖5 齒輪軸坎貝爾圖

1.4 動應力測量

1.4.1 離心通風器動應力測量

對離心通風器進行動應力測量，全部應變片上振動應力測量結果均小于3 MPa，無明顯共振。

1.4.2 離心通風器齒輪軸動應力測量

對齒輪軸進行動應力測量[9-10]，測量結果顯示，離心通風器齒輪在6650～9280 r/min 工作轉速內，存在2 節徑型共振（N2= 93%）、2 節徑后行波共振、3 節徑后行波共振、4 節徑前行波共振[11]，2 節徑型共振最大振動應力為48 MPa，其坎貝爾圖如圖6 所示。

圖6 齒輪共振坎貝爾圖

離心通風器齒輪軸動應力實測值為48 MPa，雖滿足齒輪強度要求，但在工作轉速范圍內存在的節徑行波共振對裝配在該軸上的離心通風器將產生影響。在振動作用下，離心通風器及相配合的各零件之間發生微動，導致離心通風器與齒輪軸配合處孔徑、端面、花鍵發生磨損，從而使離心通風器與齒輪軸配合精度降低。

1.5 故障分析小結

（1）離心通風器的裂紋性質屬于疲勞裂紋；

（2）疲勞裂紋起源于離心通風器花鍵齒根；

（3）離心通風器斷裂的主要原因是：離心通風器與齒輪軸之間采用單側止口定位、配合定位面寬度較窄，并且軸向壓緊力不足，不能保證在發動機全工況條件下有效固定離心通風器，離心通風器在工作中因振動而松動，與齒輪軸的定位面發生微動磨損，齒輪軸花鍵與離心通風器花鍵反復撞擊，在離心通風器花鍵齒根萌生疲勞裂紋并擴展直至斷裂。

2 改進措施與驗證

2.1 改進措施

（1）將離心通風器材料由ZL114A 更改為2A70，并將單側止口定位改為雙側止口定位，前端增加定位配合為過盈0.02～0.06 mm[12]。

（2）將離心通風器齒輪軸的材料由12Cr2Ni4A 更改為16Cr3NiWMoVNbE，并增加齒輪軸輻板厚度，取消輻板上的減重孔[13]，達到改變零件固有頻率的目的，以消除工作中的共振。

（3）加大擰緊螺母的擰緊力矩。

2.2 改進措施分析驗證

2.2.1 材料性能對比分析

改進前、后材料拉伸性能[14]數據見表4，疲勞性能數據見表5。從表中可見，改進后的材料拉伸性能、抗疲勞性能均大幅提升。

表4 材料拉伸性能（σb/MPa）數據

表5 材料疲勞性能數據

2.2.2 強度計算分析

2.2.2.1 通風器強度分析

在工作溫度為120 ℃、工作轉速為9280 r/min、離心通風器壓緊螺母的擰緊力矩為10 N·m 的條件下，對離心通風器施加預緊力、離心負荷及溫度載荷進行有限元分析，應力分布如圖7 所示。從圖中可見，離心通風器改進結構應力水平較低，由原來的41 MPa降低至36 MPa，更換2A70 材料后，其強度裕度提高約22%。

圖7 改進后離心通風器應力計算

對離心通風器的靜頻進行計算，自由狀態離心通風器的靜頻見表6。結果分析表明：離心通風器自身不存在共振。

2.2.2.2 離心通風器齒輪軸計算分析

對改進結構的離心通風器齒輪軸進行計算，在發動機工作轉速內不存在共振點，計算結果見表7，坎貝爾圖如圖8 所示。

表6 離心通風器靜頻

表7 齒輪軸改進方案共振轉速

2.2.2.3 裝配應力計算分析

在常溫狀態下，離心通風器與齒輪軸間徑向為過盈配合，對離心通風器裝配后在最大過盈量為0.06 mm 時所受的裝配應力進行有限元仿真計算分析，應力分布如圖9 所示。

由分析計算可知，離心通風器與齒輪軸的徑向配合為0.06 mm 過盈時，最大裝配應力為108.3 MPa，小于材料的許用應力[15]，強度儲備裕度為3.4 倍；且離心通風器在發動機起動后，環境溫度升高，在工作過程中該裝配應力很低，滿足使用要求。

2.2.3 動應力測量

2.2.3.1 改進葉輪動應力測量

對改進后的離心通風器動應力進行測量，最大值為4 MPa，且無共振。

圖9 直徑過盈為0.06 mm 時周向應力分布

2.2.3.2 改進離心通風器齒輪軸動應力測量

對改進后的離心通風器齒輪動應力進行測量，最大值為27 MPa，坎貝爾圖如圖10 所示。

圖10 齒輪軸改進結構坎貝爾圖

根據改進結構齒輪動測結果及理論分析結果可見，改進結構齒輪成功地消除了激振因素33E/2 激起的2 節徑、33E 激起的2 節徑后行波、2×33E 激起的3 節徑后行波共振，改進效果明顯，但仍存在激振因素33E×3/2 激起的3 節徑后行波、2×33E 激起的4節徑后行波共振，3 節徑后行波最高為27 MPa，4 節徑后行波最高為21 MPa，振動應力水平均較低。

2.2.4 擰緊力矩改進驗證

為了驗證增大裝配擰緊力矩對離心通風器強度的影響，在工作溫度下對離心通風器的應力進行計算分析。計算出在150 ℃工作條件下，離心通風器的最大應力，見表8。從表中可見，擰緊力矩從10 N·m 增大到60 N·m，離心通風器最大工作應力（壓應力）僅增大了3 MPa，變化很小。說明擰緊力矩增大對離心通風器強度的影響很小，不會造成通風器應力變大失效。

表8 在不同擰緊力矩下應力計算值

2.2.5 部隊外場飛行驗證

改進后的離心通風器交付外場使用超過800 臺，累計使用16 萬h，使用情況良好，未再發生離心通風器斷裂故障。

3 結束語

離心通風器斷裂是由于離心通風器與軸定位面過短，壓緊螺母擰緊力矩不足，離心通風器齒輪軸共振導致的，明確故障機理后，針對故障原因采取在離心通風器增加定位面，調整齒輪結構降低振動，增大裝配擰緊力矩一系列措施，經驗證有效、合理可行，能有效解決離心通風器斷裂故障，保障外場飛行安全。