航空發(fā)動機主軸承失效分析

□ 孫汕民 □ 李 明

1.中國航發(fā)沈陽黎明航空發(fā)動機有限責(zé)任公司 沈陽 110043 2.海裝沈陽局駐沈陽地區(qū)第二軍事代表室 沈陽 110043

1 分析背景

航空發(fā)動機是飛機的“心臟”,軸承作為航空發(fā)動機的支撐點,可以高效、平穩(wěn)地實現(xiàn)支承作用,是航空發(fā)動機傳動系統(tǒng)的“關(guān)節(jié)”。軸承的質(zhì)量決定了航空發(fā)動機的質(zhì)量。傅國如等[1]對后中介軸承失效原因進行分析,發(fā)現(xiàn)發(fā)動機的裝配質(zhì)量欠佳是導(dǎo)致軸承失效的根本原因。陳宇等[2]通過對軸承失效過程進行分析,得出由于石墨環(huán)磨損,影響軸承正常滾動,最終導(dǎo)致軸承失效。徐銳等[3]通過對軸承的特性、裝配質(zhì)量進行檢查,發(fā)現(xiàn)軸承失效主要是由于發(fā)動機裝配質(zhì)量欠佳引起。李錦花等[4]通過試驗,分析得出軸承失效是軸承襯套呈現(xiàn)微動磨損現(xiàn)象引起的。宋海榮等[5]通過研究表明,軸承失效與滾棒熱處理時局部接觸溫度達900 ℃以上有關(guān)。王宇飛等[6]通過研究表明,軸承失效是由于在軸承安裝、使用、潤滑過程中存在不當(dāng)操作。王勇[7]以CMF56發(fā)動機為例,研究了軸承失效機理,以及避免軸承失效的措施。李密等[8]分析了軸承失效現(xiàn)象,并進行載荷計算,確定了軸承失效原因。黃梓友[9]通過研究表明,航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子不平衡是軸承失效的重要原因。劉杰薇等[10]通過研究表明,滾動軸承早期故障信息會被淹沒在噪聲和振動信號中,造成故障信息誤判。筆者從冶金、設(shè)計、工藝三個方向?qū)δ承秃娇瞻l(fā)動機主軸承失效故障進行分析。

2 故障情況

某型航空發(fā)動機在外場執(zhí)行飛行任務(wù)后,對金屬屑末信號器、潤滑油過濾器濾芯外觀進行檢查,發(fā)現(xiàn)金屬屑末信號器存在磁性金屬屑,潤滑油過濾器濾芯存在磁性金屬屑。對磁性金屬屑進行理化檢查,發(fā)現(xiàn)金屬屑主要成分為40CrNiMo、Cr4Mo,分析可能原因是主軸承保持架、主軸承壓緊螺母、密封跑道、主軸承滾動體、主軸承內(nèi)外圈等磨損或損壞。將發(fā)動機分解到單元體狀態(tài),發(fā)現(xiàn)主軸承損壞。主軸承故障件如圖1所示。主軸承故障件的具體情況為,主軸承外圈滾道磨損,主軸承內(nèi)圈滾道邊緣磨損,所有滾動體磨損剝落,保持架五個相鄰橫梁斷裂掉落,保持架有字側(cè)相連六個兜口側(cè)梁斷裂掉落,保持架無字側(cè)20號兜口處斷裂。

圖1 主軸承故障件

為分析這一航空發(fā)動機主軸承失效故障,從冶金、設(shè)計、工藝三個方面開展故障原因查找,建立主軸承失效故障樹,如圖2所示。

圖2 主軸承失效故障樹

3 冶金分析

對主軸承外圈外觀進行檢查,發(fā)現(xiàn)主軸承外圈端面約1/4周長存在高溫變色,主軸承外圈內(nèi)外表面未見異常顏色變化,主軸承外圈內(nèi)表面存在剝落現(xiàn)象。

對主軸承內(nèi)圈外觀進行檢查,發(fā)現(xiàn)主軸承內(nèi)圈內(nèi)外表面未見異常顏色,主軸承內(nèi)圈外表面與外圈內(nèi)表面對應(yīng)位置邊緣約1/4周長存在剝落現(xiàn)象。

對主軸承保持架外觀進行檢查,發(fā)現(xiàn)保持架橫梁有五根斷裂,其余兜口均有擠壓變形,保持架約1/4周長斷裂,保持架與外圈的配合表面偏磨,鍍銀層對應(yīng)位置約1/4周長磨損,也存在偏磨現(xiàn)象。保持架外觀形貌如圖3所示。

圖3 保持架外觀形貌

保持架五根橫梁斷口均已被破壞,無法觀察原始斷口形貌。保持架外圈上的兩個斷口均可見疲勞斷裂特征,疲勞條帶細(xì)密,疲勞擴展充分。疲勞起源于兜口根部,從里向外擴展,源區(qū)未見冶金缺陷。保持架微觀端口形貌如圖4所示。

圖4 保持架微觀端口形貌

對主軸承20個滾動體外觀進行檢查,發(fā)現(xiàn)20個滾動體均存在表面剝落現(xiàn)象,滾動體外側(cè)剝落較為嚴(yán)重,滾動體顏色未見異常,滾動體剝落坑內(nèi)大部分區(qū)域被碾壓,無法觀察原始斷裂痕跡。滾動體剝落形貌如圖5所示。滾動體金相組織為細(xì)小針狀馬氏體加一次碳化物,組織未見異常,如圖6所示。

圖5 滾動體剝落形貌

圖6 滾動體金相組織

對發(fā)動機主軸承內(nèi)外圈及滾動體洛氏硬度進行檢測,檢測結(jié)果見表1。主軸承內(nèi)外圈及滾動體洛氏硬度均合格,符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。

表1 主軸承硬度

主軸承安裝在軸頸上,工作過程中主軸承承受徑向力。主軸承外圈與殼體通過止口定位,杯套與主軸承外圈通過螺栓連接,固定在殼體上。主軸承安裝定位如圖7所示。綜合考慮螺栓孔位置度公差,螺栓與螺栓孔最小間隙為0.44 mm,大于主軸承與殼體的最大配合間隙(0.022 mm)。因此,在正常狀態(tài)下,不會造成主軸承過定位安裝。

圖7 主軸承安裝定位

4 設(shè)計分析

4.1 極限間隙

主軸承與杯形鎖圈安裝結(jié)構(gòu)如圖8所示。

通過尺寸鏈計算,保持架端面與杯形鎖圈之間的間隙為0～0.72 mm,存在碰撞的可能。將杯形鎖圈改為大圓角結(jié)構(gòu)后,可以避免碰撞。

4.2 工作游隙

主軸承工作時,影響軸向擋邊間隙的主要因素是主軸承內(nèi)圈寬度和滾動體軸向上的變形量。主軸承內(nèi)圈內(nèi)表面擋邊沿軸向的位移隨螺母擰緊力矩的變化情況如圖9所示。主軸承外圈工作溫度為150 ℃時,主軸承內(nèi)圈寬度變化量為0.012 9 mm。滾動體工作時,由于熱膨脹引起的軸向變形量為0.010 7 mm。軸向擋邊間隙減小量為0.023 6 mm,所以規(guī)定該主軸承出廠時軸向擋邊間隙不小于0.03 mm是合理的。

圖9 主軸承內(nèi)圈內(nèi)表面擋邊軸向位移

綜合考慮軸承安裝配合精度、溫度膨脹、離心效應(yīng)的影響,計算主軸承在工作狀態(tài)下的徑向游隙。主軸承內(nèi)圈工作轉(zhuǎn)速為19 707 r/min,主軸承外圈溫度假設(shè)為150 ℃,主軸承內(nèi)圈溫度分別設(shè)為160 ℃、170 ℃、180 ℃,計算結(jié)果見表2。計算結(jié)果表明,主軸承不存在負(fù)游隙情況。

表2 主軸承徑向游隙計算結(jié)果

4.3 工作載荷與壽命

按照全壽命最大載荷計算主軸承的壽命,為4 173.9 h。工作條件下,主軸承承受的最大徑向載荷為3 425.1 N,此時,外圈最大接觸應(yīng)力為1 303 MPa,內(nèi)圈最大接觸應(yīng)力為1 427 MPa,均遠低于材料Cr4Mo的承載極限值2 000 MPa。

4.4 供油

按照主軸承工作狀態(tài)條件,徑向力為3 425.1 N,內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為19 707 r/min,供回油溫差為50 K,由Harris經(jīng)驗公式計算得到主軸承在工作狀態(tài)下的發(fā)熱功率為494 W,所需的潤滑油供油流量為0.272 L/min。

故障主軸承供油量實測值為0.8 L/min,滿足0.7～0.8 L/min的設(shè)計要求。

4.5 保持架模態(tài)

計算保持架自由狀態(tài)固有頻率。常溫及最大狀態(tài)下的前六階頻率計算結(jié)果見表3。最大狀態(tài)下,主軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)速為19 707 r/min,保持架轉(zhuǎn)速為8 719 r/min,外圈工作溫度為150 ℃。前六階頻率對應(yīng)的振型如圖10所示,坎貝爾圖如圖11所示。

表3 保持架前六階頻率計算結(jié)果

保持架振動的激振源有中央傳動錐齒輪激振、附件機匣錐齒輪激振、齒數(shù)差激振。計算結(jié)果表明,在發(fā)動機慢車轉(zhuǎn)速到最大轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),中央傳動錐齒輪激振、齒數(shù)差激振可能產(chǎn)生共振,存在危險點1和危險點2,共振轉(zhuǎn)速分別為86%相對轉(zhuǎn)速和最大轉(zhuǎn)速。

對比本次主軸承故障件及歷次主軸承故障件,主軸承保持架損壞形貌差異較大。保持架損壞模式多樣化,與保持架計算振型不同,因此分析認(rèn)為保持架斷裂與保持架共振關(guān)聯(lián)性較小。

5 工藝分析

5.1 擰緊力矩

為研究主軸承擋邊尺寸與螺母擰緊力矩間的變化規(guī)律,前期選取16套軸承進行測量。對軸承裝配到齒輪軸上螺母未擰緊狀態(tài)與擰緊至372 N·m狀態(tài)兩組數(shù)據(jù)進行比較,結(jié)果顯示某批次軸承變化量相對偏大,以A批次代稱。七件A批次軸承中,三件平均變化量在0.03 mm以上。

本次故障發(fā)生后,針對主軸承擋邊尺寸變化測量時部分軸承軸向游隙變化量大于0.03 mm的問題,從兩方面開展分析研究。一是研究A批次軸承擋邊尺寸變化較大問題,二是進行深入試驗,制定三套試驗方案,選取十件A批次軸承進行對比測量。

方案一為按目前故障航空發(fā)動機結(jié)構(gòu)狀態(tài)進行擰緊力矩對主軸承內(nèi)圈變形影響的測量。

方案三為在方案二的基礎(chǔ)上取消杯形鎖圈,進行擰緊力矩對軸承內(nèi)圈變形影響的測量。

按三種方案進行測量,結(jié)果見表4。

表4 軸承內(nèi)圈擋邊間隙測量結(jié)果

同時對螺母擰緊力矩與擋邊寬度變化量、螺母旋轉(zhuǎn)角度的關(guān)系進行測量,結(jié)果如圖12所示。隨著螺母擰緊力矩的增大,螺母旋轉(zhuǎn)角度基本呈線性增大。螺母擰緊力矩越大,軸承內(nèi)圈擋邊寬度變化量越大。

圖12 擰緊力矩與擋邊寬度變化量、螺母旋轉(zhuǎn)角度關(guān)系

在上述測量基礎(chǔ)上,選取兩套軸承對螺母擰緊力矩與軸承內(nèi)徑變化量的關(guān)系進行測量。測量時,軸向均布選取三個截面,在擰緊過程中對主軸承內(nèi)圈外表面直徑進行測量。主軸承內(nèi)圈外表面直徑在螺母擰緊后變化不大,最大變化量不超過0.005 mm。

5.2 主軸承清根槽

為分析主軸承內(nèi)圈擋邊寬度變化的影響,進行七件A批次主軸承清根槽尺寸測量對比。清根槽尺寸要求如圖13所示,測量結(jié)果見表5。由測量數(shù)據(jù)可見,主軸承的A、B、C、D尺寸都存在超差現(xiàn)象,并且所有D尺寸均超差。

表5 清根槽尺寸測量結(jié)果

圖13 清根槽尺寸要求

6 結(jié)束語

筆者對航空發(fā)動機主軸承失效故障進行分析。分析中,航空發(fā)動機主軸承內(nèi)圈、外圈及滾動體洛氏硬度均合格,滾動體金相組織未見異常。保持架斷口為疲勞斷口,疲勞起源于兜口根部,從里向外擴展,未見冶金缺陷。

航空發(fā)動機主軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計合理,主軸承軸向工作游隙、徑向工作游隙設(shè)計合理,主軸承設(shè)計壽命滿足使用要求。

隨著螺母擰緊力矩的增大,螺母旋轉(zhuǎn)角度基本呈線性增大。螺母擰緊力矩越大,主軸承內(nèi)圈擋邊寬度變化量越大。主軸承內(nèi)圈外表面直徑在螺母擰緊后變化不大,最大變化量不超過0.005 mm。主軸承清根槽尺寸存在超差問題,導(dǎo)致主軸承失效故障,應(yīng)該加強主軸承制造現(xiàn)場的質(zhì)量管理。