航空發(fā)動(dòng)機(jī)附件機(jī)匣殼體變形分析

李錦花，史妍妍，張茂強(qiáng)，劉洋，侯明曦

（中航工業(yè)沈陽(yáng)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽(yáng)110015）

航空發(fā)動(dòng)機(jī)附件機(jī)匣殼體變形分析

李錦花，史妍妍，張茂強(qiáng)，劉洋，侯明曦

（中航工業(yè)沈陽(yáng)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽(yáng)110015）

研究工作狀態(tài)下附件機(jī)匣的殼體變形，對(duì)于提高航空發(fā)動(dòng)機(jī)的安全性、可靠性具有重要意義。結(jié)合使用MASTA軟件和ANSYS軟件，綜合考慮齒輪、軸、軸承和殼體等零部件的變形及其在傳動(dòng)過(guò)程中的相互影響，得到真實(shí)的軸承載荷和殼體變形結(jié)果，并提出通過(guò)計(jì)算齒輪軸平行度的方法對(duì)殼體變形量進(jìn)行評(píng)估的方法。此外，采用杠桿砝碼加載，模擬實(shí)際工作中扭矩傳遞的殼體變形試驗(yàn)方法。將試驗(yàn)值與計(jì)算值進(jìn)行對(duì)比分析可知，二者雖然存在一定誤差，但量級(jí)基本一致，該方法可作為機(jī)匣殼體變形試驗(yàn)的1種探索性測(cè)量方法。

附件機(jī)匣；軸承載荷；殼體變形；平行度；變形試驗(yàn)

0 引言

附件機(jī)匣是用于航空發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳輸?shù)凝X輪箱式傳動(dòng)裝置，其內(nèi)部有多對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，將動(dòng)力傳輸給多個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)附件[1]。殼體材料通常采用密度較小的鑄造鎂合金或鑄造鋁合金以減輕附件機(jī)匣質(zhì)量，同時(shí)利用變壁厚殼體和合理的加強(qiáng)筋分布結(jié)構(gòu)提高殼體剛度及其承載能力[2-3]。受到軸承載荷和傳動(dòng)附件安裝彎矩的影響，殼體在工作狀態(tài)下不可避免地存在一定程度的彈性變形，而過(guò)大的彈性變形將影響齒輪傳動(dòng)精度，降低齒輪接觸強(qiáng)度及縮短其疲勞壽命，造成機(jī)匣異常磨損。隨著航空發(fā)動(dòng)機(jī)推重比的提高，附件機(jī)匣進(jìn)一步向高速、重載、輕質(zhì)量方向發(fā)展。因此，研究在工作狀態(tài)下附件機(jī)匣殼體變形，對(duì)于航空發(fā)動(dòng)機(jī)工作的安全性、可靠性具有重要的意義。

本文基于在工作狀態(tài)下軸承載荷的計(jì)算，進(jìn)行了殼體變形量計(jì)算及對(duì)傳動(dòng)精度的影響分析，并研究1種機(jī)匣殼體變形的試驗(yàn)測(cè)量方法。

1 軸承載荷計(jì)算

殼體對(duì)附件機(jī)匣內(nèi)的傳動(dòng)部件起到支撐、定位作用，工作中要承受各種載荷而發(fā)生變形。齒輪間的嚙合關(guān)系、傳遞誤差、以及相互作用的變形等諸多因素都將影響齒輪嚙合產(chǎn)生的沿軸承徑向和軸向的載荷。因此，進(jìn)行機(jī)匣殼體變形分析，首先要準(zhǔn)確計(jì)算軸承載荷[4]。

1.1軸承載荷計(jì)算理論

通過(guò)分析附件機(jī)匣內(nèi)各齒輪軸承受的載荷及載荷在兩端支撐軸承間的分配，計(jì)算殼體在各軸承安裝孔位置承受的載荷。首先對(duì)各齒輪進(jìn)行受力計(jì)算，該結(jié)構(gòu)中存在2種齒輪形式：弧齒錐齒輪和圓柱齒輪。在絕對(duì)理想條件下,即：無(wú)任何制造、裝配誤差；無(wú)軸承間隙；所有零部件為剛體；傳動(dòng)系統(tǒng)中2根軸應(yīng)是彼此平行的，對(duì)應(yīng)2齒輪中心線之間也絕對(duì)平行。則弧齒錐齒輪嚙合產(chǎn)生3個(gè)方向的力：切向力Ft1、徑向力Fr和軸向力F x，分別如式（2）～（4）所示；而圓柱齒輪嚙合只產(chǎn)生2個(gè)方向的力：切向力Ft2和法向力Fn，分別如式（5），（6）所示[5]。

式中：P為齒輪傳動(dòng)功率；T1、T2分別為錐齒輪和圓柱齒輪扭矩；d1、d2分別為分度圓直徑；α、α'分別為錐齒輪和圓柱齒輪壓力角；β為錐齒輪螺旋角；δ為錐齒輪分度圓錐角。

根據(jù)齒輪受力結(jié)果，進(jìn)行齒輪軸兩端軸承受力分析，得到軸承載荷，如圖1所示。

圖1 軸承載荷

1.2軸承載荷計(jì)算結(jié)果

由于加工和裝配存在誤差，以及在載荷作用下軸、軸承、箱體等零部件的變形，將影響工作狀態(tài)下2根軸的平行關(guān)系。2軸之間存在的平行度誤差和齒輪的齒向公差，使齒輪嚙合時(shí)產(chǎn)生了軸向力，同時(shí)改變了齒輪上徑向力和切向力大小。采用Masta軟件進(jìn)行軸承載荷計(jì)算，考慮殼體和齒輪軸實(shí)際剛度的影響，通過(guò)ansys軟件提取殼體和齒輪軸的剛度矩陣[6]，與Masta軟件基本模型關(guān)聯(lián)，建立完整模型，如圖2所示。圖中序號(hào)為齒輪軸的編號(hào)，與表1～4中的相對(duì)應(yīng)。

圖2 基于系統(tǒng)分析的軸承載荷計(jì)算模型

合理設(shè)置邊界條件，準(zhǔn)確定義齒輪軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向和負(fù)載情況。通過(guò)計(jì)算求解，考慮齒輪間的嚙合關(guān)系、傳遞誤差、以及相互作用的變形等因素得到各軸承工作載荷，部分軸承載荷見(jiàn)表1。

表1 軸承載荷N

2 殼體變形分析

2.1有限元計(jì)算

由于機(jī)匣結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，其變形計(jì)算主要采用有限元方法，本文分析的附件機(jī)匣殼體由前中后3個(gè)殼體通過(guò)螺栓連接組成，殼體上一些細(xì)小的特征對(duì)結(jié)構(gòu)的變形分析影響較小，如螺栓孔、過(guò)渡圓角、倒角、油路孔、噴嘴等，在保證分析可靠性的前提下將這些微小特征刪除，目的是在盡可能反映殼體基本特性的前提下簡(jiǎn)化模型[7-8]。

在工作時(shí)，該機(jī)匣通過(guò)2個(gè)吊耳和1個(gè)止口固定在發(fā)動(dòng)機(jī)上，為使計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確，需正確施加邊界約束[9]。在止口處施加全約束，在2個(gè)吊耳處施加垂向和軸向約束。在各軸承中心孔施加軸承載荷，并將該點(diǎn)與軸承孔節(jié)點(diǎn)建立剛性連接，約束的有限元模型如圖3所示。通過(guò)有限元求解，得到機(jī)匣變形情況如圖4所示，最大變形量為0.1mm。

圖3 機(jī)匣有限元模型

圖4 總位移

2.2變形量評(píng)估

機(jī)匣殼體變形量大影響安裝在其上的軸承，殼體軸承孔偏斜，會(huì)使軸承內(nèi)、外圈錯(cuò)位，從而使軸承內(nèi)部滾動(dòng)體不再按理想狀態(tài)運(yùn)轉(zhuǎn)，縮短軸承實(shí)際使用壽命，錯(cuò)位過(guò)大甚至導(dǎo)致軸承早期失效；機(jī)匣殼體變形量大，還會(huì)使軸承發(fā)生偏移，導(dǎo)致齒輪軸偏斜，齒輪軸平行度誤差大，齒輪發(fā)生錯(cuò)位。錯(cuò)位量大小對(duì)齒輪承載能力、傳動(dòng)時(shí)的振動(dòng)和噪聲都有直接影響。

因此，首先利用3坐標(biāo)測(cè)量?jī)x器測(cè)得殼體上各襯套孔位置度數(shù)值，考慮熱態(tài)變形影響[10]以進(jìn)行準(zhǔn)確分析；再通過(guò)機(jī)匣變形計(jì)算，提取各軸承中心孔位置的位移變化量，見(jiàn)表2。對(duì)各齒輪軸的偏斜角和平行度進(jìn)行計(jì)算，進(jìn)而對(duì)機(jī)匣變形情況進(jìn)行評(píng)估。1種工況下機(jī)匣變形引起部分齒輪軸偏斜量的計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表3。國(guó)外某型發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)齒輪軸的平行度要求為Φ= 0.03mm/100mm，從計(jì)算結(jié)果看，5齒輪軸的平行度相當(dāng)于Φ=0.053mm/100mm。可見(jiàn)，機(jī)匣殼體的變形影響了齒輪軸位置精度，該機(jī)匣局部變形較大。

表2 殼體襯套孔位置的位移變化量mm

表3 機(jī)匣變形引起齒輪軸偏斜量計(jì)算

3 殼體變形試驗(yàn)

機(jī)匣上固定各型附件，并在工作中為附件傳送動(dòng)力，在各附件安裝座處承受各附件的傳遞扭矩和各附件自重產(chǎn)生的彎矩作用。經(jīng)計(jì)算分析，附件自重產(chǎn)生的彎矩對(duì)機(jī)匣的變形影響很小。因此，在機(jī)匣靜態(tài)變形試驗(yàn)中僅在各附件安裝位置施加工作扭矩，而忽略附件彎矩的影響。

試驗(yàn)方法及步驟：

（1）將附件機(jī)匣按照發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際裝配狀態(tài)固定到試驗(yàn)臺(tái)上；

（2）在殼體軸承孔位置安裝千分表，在試驗(yàn)前將表調(diào)零，并記錄初始值；

（3）試驗(yàn)時(shí)，在附件機(jī)匣各安裝座處采用杠桿砝碼加載，加載量為額定扭矩值；

（4）加載后保持30 s，讀表記錄值；

（5）卸去各安裝座處載荷，保持30 s，讀表記錄值。

試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果為殼體襯套孔上受力位置點(diǎn)的徑向位移，同時(shí)提取相同位置點(diǎn)的位移計(jì)算結(jié)果，徑向變大為正，試驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表4。由于受千分表數(shù)量的限制，僅對(duì)變形較大位置點(diǎn)進(jìn)行測(cè)量。結(jié)果顯示，中殼體的試驗(yàn)值與計(jì)算值相差較大，而前殼體的差別不大。經(jīng)分析認(rèn)為：中殼體是機(jī)匣的主殼體，5、6軸側(cè)殼體的軸向尺寸較大，且殼體是薄壁結(jié)構(gòu)，又無(wú)加強(qiáng)筋，因此在工作中變形較大，前殼體軸向尺寸變形相對(duì)較??；而有限元建模是將前、中、后殼體建成一體結(jié)構(gòu)，這對(duì)變形量較大的中殼體影響相對(duì)較大。但計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果數(shù)量級(jí)基本一致，可以判定該測(cè)量方法基本合理。

表4 試驗(yàn)值與計(jì)算值對(duì)比mm

4 結(jié)束語(yǔ)

計(jì)算時(shí)綜合考慮齒輪、軸、軸承和殼體等零部件的變形及其在傳動(dòng)過(guò)程中的相互影響，與工程實(shí)際更接近，分析更準(zhǔn)確。

針對(duì)殼體變形結(jié)果，從影響齒輪軸平行度角度分析，可以對(duì)殼體變形進(jìn)行量化評(píng)價(jià)，為殼體的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供計(jì)算依據(jù)。

[1]《航空發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》總編委會(huì).航空發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)：第12冊(cè)[M].北京：航空工業(yè)出版社,1999：539-650.

Aircraft Engine Design Manual Editorial Board.Aircraft engine designmanual：12th[M].Beijing：Aviation Industry Press,1999：539-650.

[2]聞邦椿.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2010：1-40.

WEN bangchun.Handbook ofmechanical design[M].Beijing：Machinery Industry Press，2010：1-40.

[3]林基恕.航空燃?xì)鉁u輪發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)[M].北京:航空工業(yè)出版社，2005：118-167.

LIN jishu.Aviation gas turbine engine mechanical system design[M].Beijing：Aviation Industry Press，2005：118-167.

[4]楊文碩，滿志強(qiáng).齒輪減速箱體的結(jié)構(gòu)力學(xué)分析[J].哈爾濱科學(xué)技術(shù)大學(xué)學(xué)報(bào)，1995，19（3）：94-98.

YANG wenshuo，MAN zhiqiang.Gear box structuremechanics analysis[J].Journal of Harbin University of science and Technology，1995，19（3）：94-98.

[5]朱孝錄.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010：114-171.

ZHU xiaolu.Handbook of gear design[M].Beijing：Chemical Industry Press，2010：114-171.

[6]王新敏.ANSYS工程結(jié)構(gòu)數(shù)值分析[M].北京：人民交通出版社，2007：340-410.

WANG xinmin.ANSYS numerical analysis of engineering structure[M].Beijing：China Communications Press，2007：340-410.

[7]杜雪松，朱才朝，劉偉輝.船用齒輪箱剛度評(píng)價(jià)方法的研究[J].船舶力學(xué)，2012，16（1-2）：165-170.

DU xuesong，ZHU caichao，LIU weihui.Marine gear stiffness evaluation method research[J].Journal of Ship Mechanics，2012，16（1-2）：165-170.

[8]郭愛(ài)貴，范為民，魏靜.太重III型風(fēng)力發(fā)電增速齒輪箱有限元分析[J].機(jī)械傳動(dòng)，2000，33（6）：55-60.

GUO aigui，F(xiàn)AN weimin，WEI jing.Taiyuan Heavy Machinery Group III wind power gear box finite element analysis[J]. Mechanical Transmission，2000，33（6）：55-60.

[9]黃壽偉，宋迎東.某型發(fā)動(dòng)機(jī)附件傳動(dòng)機(jī)匣應(yīng)力分析[J].航空發(fā)動(dòng)機(jī)，2008，34（4）:30-33.

HUANG shouwei，SONG yingdong.Engine accessory drive casing stress analysis[J].Aeroengine，2008，34（4）:30-33.

[10]史妍妍，孫志禮，李國(guó)權(quán),等.附件機(jī)匣穩(wěn)態(tài)熱分析方法研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2009，26（6）：13-15.

SHI yanyan，SUN zhili，LI guoquan.et al.Accessory engine case study of steady state thermal analysis method[J]. Mechanical Design，2009，26（6）：13-15.

Analysis of Accessory Gearbox Housing Distortion for Aeroengine

LIJin-hua,SHIYan-yan,ZHANG Mao-qiang,Liu Yang,HOU M ing-xi
（AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute,Shenyang 110015,China）

The housing distortion research of accessory gearbox used in the operation is significant to the security and reliability of aeroengine.Based on MASTA and ANSYS software,the results of bearing loading and housing distortion were obtained by integrating with the interrelationship of the gear,shaft,bearing and housing deflection.An evaluating method of housing distortion was proposed by the parallelism calculation ofgear shafts.An experimentalmethod of housing distortion for torque transferwas simulated by the lever and poise loading in the operation.The test datawere compared with the calculating results show that themeasurementmethod of housing distortion experimentwasstudied.

accessory gearbox;bearing loading;housing distortion;parallelism;distortion experiment

2012-03-29

李錦花（1981），女，碩士，工程師，從事航空發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)工作。