航空发动机中央传动杆磨损故障分析与研究

郭梅，陈聪慧，战鹏，曹璨，李博

航空发动机中央传动杆磨损故障分析与研究

郭梅1，2，陈聪慧1，2，战鹏1，2，曹璨1，李博1，2

(1.中国航空工业集团公司沈阳发动机设计研究所，沈阳110015) 2.中国航空工业集团公司航空发动机动力传输航空科技重点实验室，沈阳110015)

针对某型发动机试车中反复出现中央传动杆中间轴承滚子和保持架脱落、内圈严重磨损故障，进行结构合理性分析、振动特性计算、实物测量、产品质量复查及相关试验测量，确定影响传动杆正常工作的各项因素，找出了传动杆破坏原因。采取传动杆轴径优化设计、改善供油、提高加工质量、改进安装形式等多项措施，解决磨损故障。改进后的发动机试车验证表明，传动杆工作稳定，效果良好。最后，总结出三支点细长中央传动杆设计的关键技术，可为同类中央传动杆设计提供借鉴。

航空发动机；中央传动杆；中间轴承；临界转速；故障分析

1 引言

某型发动机中央传动杆(RDS)的功能，是在高压转子与转接齿轮箱之间传递扭矩[1]。由于风扇直径较大，形成了该发动机中央传动杆为细长轴的特点。为提高传动杆刚性，在传动杆中间部位增加了中间支点轴承[2]。在发动机试车中，不同台份先后三次出现中央传动杆中间轴承严重磨损故障。其中前两次是在试车中间滑油光谱例行检查中，发现Fe、Cu、Al、Ag含量超标[3]，回油滤上有大量金属物，发动机分解检查确定，故障件为中央传动杆。第三次是试车时中央传动杆部位出现大量油雾，停车检查，转接齿轮箱回油滤上发现金属屑，分解检查发现，故障件仍为中央传动杆。

本文对影响传动杆功能的各种因素进行分析，找到了故障原因，并提出解决措施。

2 故障现象

三台发动机中央传动杆磨损故障现象相似。中央传动杆中间轴承部位磨损严重(图1)，滚子及保持架脱落，轴承内圈有擦伤及银层粘连，锁紧螺母出现材料堆积(图2)。转接齿轮箱上安装座处有三处裂纹(图3)，转接齿轮箱吊环支板关节轴承卡滞(图4)，无法转动。将作为中间轴承跑道的中介机匣管后段分解，发现与轴承配合处磨损严重，故障件从前端卡圈槽位置断裂，内表面与轴承配合处划伤严重，有多道沟痕(图5)。

图1 中央传动杆故障件外观图Fig.1 Radial drwing shaft(RDS)fault component

图2 中央传动杆中间轴承安装部位形貌Fig.2 The mounting location of RDS middle Bearing

图3 转接齿轮箱上安装座裂纹形貌Fig.3 Transfer gear box upper mounting base crackle

图4 关节轴承故障形貌Fig.4 Joint bearing fault appearance

图5 管后段轴承跑道磨损形貌Fig.5 The bearing runway fault appearance of pipe section

3 故障机理分析

3.1故障件结构

中央传动杆组件由中央传动杆、无外圈的圆柱滚子轴承、中间轴套、螺母、锁片、收油套组成(图6)。传动杆两端为外花键，分别与中央传动锥齿轮和中心传动锥齿轮内花键配合。传动杆最高转速20 388 r/min，传动杆总长778 mm。无外圈的圆柱滚子轴承的外跑道在中介机匣管后段上。传动杆中间轴承为环下供油，喷嘴安装在中央传动壳体上(图7)，滑油由传动杆轴端的收油套进入传动杆中心孔，从中间轴承部位的油孔进入轴承内部。

图6 中央传动杆组件图Fig.6 RDS component

3.2临界转速计算

采用有限元分析软件SAMCEF.rotor进行临界转速计算。有限元模型中将轴段简化成梁轴单元，整个转子共划分为17个节点，16个梁轴单元，其有限元模型如图8所示。计算时考虑了转子高速旋转引起的陀螺效应。

图7 中间轴承润滑示意图Fig.7 The middle bearing lubrication

图8 转子有限元模型Fig.8 Rotor finite element model

计算结果显示，中央传动杆的一阶临界转速为19 515 r/min，振型如图9所示，表明该传动杆在工作转速范围内存在一阶临界转速。

图9 第一阶临界转速振型图Fig.9 The vibration mode at the firs-order critical speed

3.3理化分析

3.3.1中间轴承滚子理化分析

(1)硬度检查。对中间轴承滚子分别取样进行洛氏硬度测试，HRC≥60，符合设计要求。

(2)金相组织检查。对中间轴承滚子分别取样进行组织检查，其金相组织无明显差异，未见异常(图10)。

3.3.2转接齿轮箱上安装座理化分析

故障转接齿轮箱上安装座壳体1#裂纹为过载断裂性质，2#、3#裂纹由于断口磨损，其断裂性质无法判定；安装座壳体基体内存在的枝晶和疏松等缺陷导致其力学性能下降，促进了裂纹故障的发生。

3.4相关测量

3.4.1中央传动杆变形量测量

对三台发动机的传动杆进行径向变形量测量，测量示意图见图11，图中横坐标为传动杆轴向长度，纵坐标为传动杆沿轴向各点直径相对轴左端面的尺寸。测量结果见表1。可见，出现故障的发动机中央传动杆均发生径向弯曲变形，其中3＃和4＃发动机传动杆变形严重。

图10 轴承滚子组织形貌Fig.10 The appearance of bearing roller organization

图11 传动杆弯曲变形测量结果Fig.11 The measuring result of RDS bending deformation

表1 变形量测量结果Table 1 The measuring results of deformation

3.4.2传动杆不平衡量测量

抽取同一生产批次的传动杆进行不平衡量测量，其不平衡量为130 g·mm，加工精度很低。

3.4.3喷嘴喷射方向测量

对中间轴承供油喷嘴进行喷射方向检查。低于慢车转速时，滑油能有效喷入收油套孔心；高于慢车转速时，滑油不能有效喷入收油套中心。这说明发动机工作状态存在传动杆滑油冷却不良的情况。

4 故障原因分析及结论

根据以上计算分析、尺寸测量和制造质量复查结果，中央传动杆轴承损坏，为以下各项因素综合作用的结果：

(1)中央传动杆在工作转速范围内存在一阶共振，传动杆在临界转速范围内工作时，会对中间轴承施加异常载荷，导致轴承损坏，同时传动杆弯曲变形。

(2)发动机慢车以上工作状态时，供油量少，滑油冷却作用不足。

(3)转接齿轮箱吊环支板上的关节轴承出现卡滞，使得转接齿轮箱连带传动杆不能自适应变形，三个支点处于不协调工作状态，导致传动杆中间轴承承受异常载荷。

(4)中央传动杆存在较大的不平衡量，导致传动杆工作不稳定，给中间轴承施加了异常载荷。

5 解决措施及验证情况

根据以上分析，对影响传动杆工作的各项不利因素进行改进，并在发动机台架上试车验证。

5.1解决措施

5.1.1改进传动杆结构

针对故障原因，对中央传动杆组件进行了相应的改进设计(图12)。传动杆改进措施有：

(1)调整传动杆内、外径尺寸，提高临界转速裕度[4](表2)。

图12 传动杆改进结构图Fig.12 The improved RDS structure

表2 传动杆结构尺寸及临界转速计算结果Table 2 The calculating results of RDS structure size and critical speed

(2)改进传动杆中间轴承位置的内孔结构，在此处形成宽度为4 mm的集油槽，提高收油效果。

(3)增加环下供油进油口数量，由2处增加为4处。

5.1.2调整滑油喷嘴喷射方向

调整喷嘴喷射方向，由原来的17°7′17″调整为12°30′24″，使滑油能有效喷入收油套(图13)。

图13 喷嘴喷射方向改进示意图Fig.13 The improved spray direction

5.1.3更换转接齿轮箱关节轴承吊耳

为加强转接齿轮箱和传动杆自适应变形能力，采用带自润滑功能的关节轴承GE17C[5]代替原不带自润滑功能的GE17E。

5.1.4提高传动杆动平衡要求

为减小动载荷，按2.5级精度，不平衡量规定为5 g·mm。

5.1.5调整中间轴承与中介机匣管后段间隙

为避免传动杆两端花键和中间轴承三个支点出现过定位，将中间轴承与管后段跑道间隙值0.030～0.065 mm调整为0.070～0.115 mm。

5.2验证情况

对改进后的中央传动杆组件在发动机上进行试车验证，累计试车时数超过300 h，传动杆工作正常，改进措施有效。

6 结束语

在故障排查的基础上，总结出以下三支点中央传动杆设计及制造的关键技术，以期为今后相似结构设计提供借鉴：

(1)中央传动杆动力学分析技术。三支点细长传动杆动力学分析与结构优化紧密相连，影响花键连接细长传动杆临界转速计算精度的关键，是花键和中间支点支承刚性的设定。本次故障排查中为此开展了多次试验，反复调整并摸索出最佳刚度值。同时，在满足临界转速裕度的前提下，应考虑加工的可行性，并将两者有效结合，对结构进行优化。

(2)中央传动杆三支点匹配设计技术。传动杆中间轴承的作用是提高传动杆刚性，工作变形时起限幅作用，但三个支点必须相互协调，传动杆才能正常工作，因此中间轴承滚子与外圈间隙值要合理。间隙偏大，轴承会打滑；间隙偏小，会产生过定位，使传动杆失去自动调心能力。

(3)中央传动杆中间轴承润滑、冷却设计技术。传动杆转速较高，安装结构特殊，图12所示的环下供油润滑方式是典型的结构，效果良好。

(4)中央传动杆制造技术。热处理和加工方式引起的变形对初始不平衡量影响很大，需优化热处理制度并合理安排加工流程，尽量减小初始不平衡量，保证传动杆工作的稳定性。

[1]航空发动机设计手册总编委会.航空发动机设计手册：第12册——传动及润滑系统[K].北京：航空工业出版社，2002.

[2]陈光.航空发动机结构设计分析[M].北京：北京航空航天大学出版社，2006.

[3]工程材料实用手册编辑委员会.工程材料实用手册：第1册[K].北京：中国标准出版社，1989.

[4]晏砺堂，朱梓根，李其汉，等.高速旋转机械振动[M].北京：国防工业出版社，1994.

[5]机械设计手册编辑委员会.机械设计手册[K].5版.北京：机械工业出版社，2010.

Investigation on Radial Driving Shaft Failure for an Aero-Engine

GUO Mei1，2，CHEN Cong-hui1，2，ZHAN Peng1，2，CAO Can1，LI Bo1，2
(1.Shenyang Engine Design and Research Institute，Aviation Industry Corporation of China，Shenyang 110015，China；2.Key Laboratory for Power Transmission Technology of Aero-Engine，Aviation Industry Corporation of China，Shenyang 110015，China)

For the driving shaft encountering the roller and retainer breaking off and inner spacers wearing out during the engine tests,the structure analyses,vibration calculation,component measurement,quality assessment and related tests were carried out.Finally the factors effecting the driving shaft operation and the reasons of failure were defined.Several measures including shaft diameter optimization,increasing oil supply,improving manufacture quality and installation form were taken to clear up the failures.After im⁃provement,the testing results showed that the driving shaft worked steadily and the effect was good.At last, the key technology of radial driving shaft with three supporting points is summarized,which has a great help for the driving shaft design.

aero-engine；radial driving shaft；middle bearing；critical speed；failure analysis

V233.1

A

1672-2620(2013)02-0054-05

2012-11-07；

2013-03-10

郭梅(1972-)，女，山东彰邱人，高级工程师，硕士，从事发动机传动系统设计技术研究工作。