航空發動機滑油箱支架斷裂故障分析

賈 鐸，楊永華，白永秋，喬 志

（中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015）

0 引言

航空發動機滑油附件——滑油箱通常由薄不銹鋼板沖壓焊接而成，具有體積大、薄壁件易變形、外形存在偏差等特點[1]。如滑油箱安裝固定結構設計不合理，容易導致滑油箱在安裝過程中受力過大局部變形，無法滿足滑油箱固定的可靠性要求，因此滑油箱的固定往往成為發動機附件固定結構設計的難點。發動機上的滑油箱常用箍帶和支架進行安裝固定[2-4]，其中滑油箱支架具有支撐、固定定位、降低滑油箱振動的功能，因此支架的結構完整性直接關系到滑油箱的可靠性[5]。

發動機支架斷裂存在嚴重的安全隱患，影響發動機的正常使用，因此國內外學者們對支架斷裂的原因進行了廣泛研究。李晨陽等[6]針對滑索支架在拉力作用下的應力分布進行了有限元分析，并尋求優化了滑索支架結構；彭海軍等[7]對某型設備支架斷裂故障分析認為，在振動環境下支架局部峰值應力造成的破壞超過了材料的屈服強度、結構低周疲勞造成的破壞；楊健等[8]分析發動機總管支架裂紋原因是支架的設計結構和連接工藝不合理、焊接強度低；李湘勤等[9]建立了位移最小熱力耦合拓撲優化數學模型，對熱力耦合作用下支撐平臺進行了拓撲優化；胡黎明等[10]分析了裝配工藝對結構件裝配的影響；；李豐豐等[11]、張開闊等[12]認為支架生產工藝選擇不當導致其在加工過程中存在質量缺陷，從而造成支架斷裂；Vandersluis 等[13]基于斷口分析、化學分析和力學性能分析等發現，監護支架的失效歸因于支架臂長期承受的低應力幅以及單向動態彎曲高周疲勞；Thillikkani S等[14]發現支架變截面和振動是導致空客懸架吊耳失效的主要原因。以往研究中，未對支架設計、制造、裝配、使用等全流程進行分析，不利于揭示支架斷裂的本質原因及改進方法。

本文針對某型航空發動機在試車過程中發生的滑油箱支架斷裂故障，通過耦合斷口分析和有限元模擬分析進行故障排查，確定了故障原因，并通過改變支架受力方式[15]和提高支架剛度[16]，消除了原滑油箱支架結構變形不協調導致的偏載問題。

1 故障簡介

某型發動機在廠內臺架試車過程中發生滑油箱支架斷裂故障，故障支架為雙吊耳結構，斷裂位置在一側吊耳處，吊耳整體斷裂，支架斷裂形貌如圖1所示。支架故障前工作時間為20 h。

滑油箱通過前后2 根箍帶固定在發動機風扇機匣上，箍帶在發動機上方位置通過螺栓和小軸、故障支架連接，并通過螺栓施加擰緊力矩；在發動機水平位置通過小軸與前下支架連接，具體安裝位置如圖2所示。

圖2 故障支架安裝位置

2 故障分析

2.1 故障樹分析

依據支架故障件設計、生產加工、制造、裝配和試車的全流程，找出所有可能造成故障的項目，形成支架斷裂故障樹[1,5-6]（如圖3 所示），用于指導排故工作和方便找出故障的原因。

圖3 支架斷裂故障樹

2.2 支架斷口分析

2.2.1 宏觀檢查

支架吊耳內弧磨損痕跡的形貌如圖4 所示。從圖中可見，故障支架吊耳內弧表面存在明顯的磨損痕跡（虛線區域），其中未斷裂吊耳內弧表面磨損痕跡較均勻，斷裂吊耳內側存在偏摩痕跡。

圖4 支架吊耳內弧磨損痕跡

在與支架吊耳配合的小軸表面、螺栓外表面和小軸螺栓孔內壁同樣存在明顯偏摩痕跡，形貌如圖5 所示。

圖5 小軸和螺栓磨損痕跡

2.2.2 斷口分析

對故障支架斷口進行掃描電鏡分析，斷口剖面宏觀形貌如圖6 所示。從圖中可見，疲勞起源于吊耳內弧表面，距離內側約1.6 mm 處；斷口表面呈灰白色，可見明顯的疲勞弧線及放射棱線特征。疲勞源區（圖6 中橢圓區域）的進一步放大形貌如圖7 所示。從圖中可見，故障支架斷口呈單源特征，疲勞擴展區可見清晰、細密的疲勞條帶形貌，表明斷裂失效類型為高周疲勞。疲勞源區未見明顯的冶金缺陷；對斷口疲勞源區附近側表面進行放大觀察，未見明顯的機械加工痕跡；通過對故障支架基體進行能譜分析和金相組織檢查可知，支架滿足材料標準要求，基體組織未見異常。

圖6 故障支架斷口剖面宏觀形貌

圖7 疲勞源區放大形貌

2.3 裝配測量

為確定故障支架吊耳偏摩原因，對滑油箱的裝配工藝進行復查，滿足設計要求。對支架雙側吊耳相對機匣安裝邊的距離在滑油箱裝配過程中是否發生變化進行測量檢查，如圖8 所示。測量結果顯示支架2個吊耳位置變化量差較大，測點2 位置變化量比測點1 的大0.8 mm，表明支架2 個吊耳在對螺栓施加裝配力矩后出現明顯的受力偏載[17]。

圖8 支架吊耳測量位置

2.4 強度分析

2.4.1 靜強度分析

有限元(Finite Element Analysis,FEA)分析應力和位移如圖9 所示。支架吊耳A 處徑向變形為1.04 mm，吊耳B 處徑向變形為0.39 mm，變形差為0.65 mm。支架最大應力為576 MPa，小于材料的屈服強度825 MPa 和抗拉強度895 MPa；屈服安全系數為1.3，極限安全儲備系數為1.55，支架靜強度滿足設計要求。

圖9 支架應力和位移

2.4.2 剛度分析

滑油箱支架安裝如圖10 所示。為了解前后支架在滑油箱安裝后的變形差異，對其分別施加單位載荷（1000 N），計算變形情況，如圖11 所示。滑油箱前后支架的剛度分別為4.35×108、1.49×107N/m，二者的剛度比為29，差別較大，影響滑油箱支撐結構的穩定性。

圖10 滑油箱前后支架安裝

圖11 前后支架位移

2.4.3 吊耳載荷分配分析

為了解施加載荷后支架上2 個吊耳的載荷分配情況，在與支架配合的小軸螺栓孔處，加載單位載荷（1000 N），計算出吊耳A、B的載荷分配比例為1∶2.67，表明2 個吊耳載荷分配差別較大，存在偏載情況，易造成吊耳應力集中。

2.5 振動應力分析

為確定故障支架是否承受比預計中高的振動應力，開展了支架振動應力測量工作。在支架吊耳位置的最大振動應力為18 MPa，此時N1=8594 r/min，對應振動頻率為4008 Hz，激振因素為風扇第1 級轉子28倍頻，振動應力滿足設計要求。

3 故障機理分析

經過上述分析，確定支架斷裂故障原因為滑油箱前/后支架剛度以及故障支架2 個吊耳載荷分配差別大。在滑油箱裝配過程中，在支架吊耳位置發生明顯的不協調變形，使支架由于偏載承受較大的附加裝配應力，導致支架吊耳綜合應力增大，在吊耳應力集中位置發生高周疲勞斷裂。

4 改進措施制定和驗證

4.1 結構改進設計

滑油箱支架結構改進如圖12 所示。從圖中可見，將滑油箱支架結構改為跨安裝邊的橋型結構，取消吊耳結構，以消除變形不協調、減小前后支架剛度比問題。支架與箍帶的連接結構采用帶球頭螺母的雙頭螺桿，在發動機試車時球頭螺母可在一定角度范圍內偏擺，保證箍帶與螺桿相互垂直，避免箍帶偏載導致的應力集中。

圖12 滑油箱支架結構改進

4.2 改進結構強度分析

（1）對改進的滑油箱支架結構進行強度分析，其變形位移和應力如圖13、14 所示。支架最大應力為255 MPa，屈服安全系數為3.24，極限安全儲備系數為3.51；雙頭螺桿最大應力為260.7 MPa，屈服安全系數為2.64，極限安全儲備系數為3.97。改進結構支架的安全系數提高，靜強度滿足設計要求。

圖13 改進結構支架變形位移

圖14 改進結構支架應力

（2）在單位載荷（1000 N）下，計算出滑油箱改進支架變形情況，前后支架變形位移如圖15 所示。在結構改進后，滑油箱前后支架剛度比為6，2 個支架剛度差別明顯減小。

圖15 前后支架變形位移

4.3 驗證情況

落實結構改進措施后，對改進支架在螺栓擰緊過程中的變形量進行測量，螺栓偏斜情況明顯改善；對滑油箱支架以及相關管路進行動應力測量[15]，動應力符合要求；同時經過多臺份發動機長久試車，均未再發生此類故障，證明改進措施正確有效。

5 結束語

支架吊耳結構是滑油箱附件固定的典型結構，為避免此類故障再次發生，在支架前期設計時應對滑油箱的所有支撐結構進行整體受力分析，在滿足強度要求的同時，合理控制支架剛度和吊耳的載荷分配，避免因偏載帶來的結構應力集中，以提高支架的可靠性。