某直升機(jī)中央件耳片凸肩襯套磨損故障分析

徐 瑞 王正峰 丁 陽

（1.航空工業(yè)直升機(jī)設(shè)計(jì)研究所，江西 景德鎮(zhèn) 333001；2.海裝駐南昌地區(qū)軍事代表室， 江西 南昌 330024）

0 研究背景

在直升機(jī)外場飛行檢查的過程中，工作人員發(fā)現(xiàn)某架直升機(jī)中央件耳片凸肩襯套端面發(fā)生磨損，其端面距離已超過設(shè)計(jì)允許的最大間隙，凸肩襯套端面距離如圖1所示。

在發(fā)現(xiàn)故障后，工作人員對內(nèi)外場相關(guān)型號(hào)中央件耳片凸肩襯套間距進(jìn)行檢查，檢查結(jié)果表明，該型號(hào)其他架機(jī)也存在多起凸肩襯套間距超標(biāo)的故障，目前已有多架機(jī)返廠更換凸肩襯套。

1 機(jī)理分析

1.1 結(jié)構(gòu)介紹

在直升機(jī)的飛行過程中，支臂繞中央件彈性軸承中心進(jìn)行揮舞、擺振以及扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。為了增加槳葉擺振面阻尼，在支臂與中央件之間安裝液壓阻尼器，液壓阻尼器中央件端通過阻尼器安裝螺栓固定在中央件上，安裝位置如圖2所示。

阻尼器安裝螺栓的光桿直徑為Φ19.05（Φ為直徑尺寸，該文所有尺寸單位均為mm），裝配時(shí)光桿涂MF-1隔離膠，與阻尼器安裝螺栓裝配的中央件凸肩襯套及阻尼器關(guān)節(jié)軸承的尺寸如圖3所示，配合關(guān)系為小間隙配合。

1.2 問題分析

凸肩襯套的主要功能是保護(hù)中央件耳片本體，在運(yùn)動(dòng)過程中發(fā)生輕微磨損是正常現(xiàn)象，但凸肩襯套端面磨損過快會(huì)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)不滿足設(shè)計(jì)的使用要求。凸肩襯套端面磨損的原因是與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面發(fā)生了相對運(yùn)動(dòng)。從理論上分析，導(dǎo)致凸肩襯套端面磨損的運(yùn)動(dòng)形式有以下2種：1） 凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)。2） 凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面發(fā)生相對平動(dòng)。

為了進(jìn)一步確認(rèn)凸肩襯套過度磨損的原因，對轉(zhuǎn)動(dòng)磨損和微動(dòng)磨損2種情況來說，需要對結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中涉及的阻尼器關(guān)節(jié)軸承回轉(zhuǎn)力矩是否異常、阻尼器裝配設(shè)計(jì)是否合理、制造是否符合設(shè)計(jì)要求以及凸肩襯套在復(fù)雜載荷下的受力等因素進(jìn)行分析，從而確認(rèn)導(dǎo)致凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面過度磨損的具體形式，進(jìn)而給出改進(jìn)方案。

圖2 液壓阻尼器中央件端安裝位置示意圖

圖3 凸肩襯套及阻尼器關(guān)節(jié)軸承配合尺寸（單位：mm）

1.2.1 轉(zhuǎn)動(dòng)磨損分析

當(dāng)施加預(yù)緊力且關(guān)節(jié)軸承回轉(zhuǎn)力矩大于止動(dòng)力矩時(shí)，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈與凸肩襯套就會(huì)發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)。該型機(jī)關(guān)節(jié)軸承是在阻尼器拉、壓載荷狀態(tài)下根據(jù)平均回轉(zhuǎn)力矩小于25 N·m進(jìn)行控制的，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈與凸肩襯套端面發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)的前提為M＜M＜25 N·m。

1.2.1.1 預(yù)緊力及摩擦系數(shù)分析

有效止動(dòng)力矩受結(jié)構(gòu)間的預(yù)緊力以及摩擦系數(shù)的影響，結(jié)構(gòu)的預(yù)緊力取決于結(jié)構(gòu)裝配施加的擰緊力矩。

阻尼器連接螺栓設(shè)計(jì)的擰緊力矩為180 N·m～210 N·m，摩擦系數(shù)為0.15～0.20。根據(jù)飛機(jī)設(shè)計(jì)手冊可知，在摩擦系數(shù)μ分別為0.15和0.20的情況下，計(jì)算各擰緊力矩對應(yīng)的螺栓預(yù)緊力，結(jié)果見表1。

表1 擰緊力矩與預(yù)緊力關(guān)系

由圖3可知，凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈裝配前的間隙為0.000 mm～0.071 mm，為確定力矩加載后凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面的裝配狀態(tài)，開展擰緊力矩對阻尼器耳片叉口尺寸影響的試驗(yàn)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)見表2。

通過分析試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，當(dāng)擰緊力矩達(dá)到36 N·m時(shí)，阻尼器耳片叉口尺寸變化約為0.071 mm。此時(shí)，可以保證關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈和凸肩襯套端面接觸，繼續(xù)增大擰緊力矩，增加部分對應(yīng)的螺栓預(yù)緊力（即關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈和阻尼器耳片凸肩襯套之間的壓緊載荷）。

由于裝機(jī)時(shí)擰緊力矩范圍為180 N·m～210 N·m，因此計(jì)算阻尼器連接螺栓擰緊后的有效擰緊力矩至少為144 N·m～174 N·m。通過表2計(jì)算在摩擦系數(shù)分別為0.15和0.20的情況下，阻尼器連接螺栓加載的有效預(yù)緊力范圍分別為40 315 N～48 714 N、30 236 N～36 535 N。

表2 擰緊力矩與中央件耳片叉口尺寸關(guān)系表

1.2.1.2 有效止動(dòng)力矩分析

當(dāng)關(guān)節(jié)軸承在阻尼器安裝螺栓上正常安裝時(shí)，可以通過施加螺栓擰緊力矩使阻尼器耳片凸肩襯套在預(yù)緊力的作用下夾緊關(guān)節(jié)軸承，并在關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈左、右兩側(cè)端面產(chǎn)生止動(dòng)力矩。

在摩擦系數(shù)為0.15的情況下，有效預(yù)緊力載荷（根據(jù)擰緊力矩為180 N·m的狀態(tài)計(jì)算）為40 315 N，關(guān)節(jié)軸承與凸肩襯套接觸面尺寸如圖4所示。凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承接觸面即凸肩襯套端面，其等效半徑如公式（1）所示。

圖4 關(guān)節(jié)軸承與凸肩襯套接觸面尺寸示意圖

式中：r為接觸面的等效半徑；r為接觸面外徑；r為接觸面內(nèi)徑。

接觸面止動(dòng)力矩如公式（2）所示。

式中：μ為摩擦系數(shù)；M為在μ=0.15情況下的止動(dòng)力矩；F為接觸面預(yù)緊力。

同理，在摩擦系數(shù)為0.2、擰緊力矩為180 N·m狀態(tài)下的有效預(yù)緊力載荷為30 236 N，該狀態(tài)下的接觸面止動(dòng)力矩M=124.6 N·m。

1.2.1.3 相對轉(zhuǎn)動(dòng)可能性分析

計(jì)算結(jié)果表明，在2種摩擦系數(shù)下接觸面的止動(dòng)力矩均為124.6 N·m。在施加預(yù)緊力的情況下，關(guān)節(jié)軸承回轉(zhuǎn)力矩遠(yuǎn)小于止動(dòng)力矩。因此，正常安裝并施加擰緊力矩，在阻尼器載荷的作用下，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈與阻尼器螺栓不會(huì)發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)。

綜上所述，可以排除在正常情況下凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面因發(fā)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)而導(dǎo)致端面磨損的可能性。

1.2.2 微動(dòng)磨損分析

需要通過結(jié)構(gòu)裝配關(guān)系及受力分析來確定凸肩襯套端面與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面是否存在微動(dòng)摩擦。圖5給出了明確的裝配關(guān)系，阻尼器連接螺栓將凸肩襯套和關(guān)節(jié)軸承沿螺栓軸向壓緊后，關(guān)節(jié)軸承與連接螺栓的徑向剖面圖如圖4所示。由于關(guān)節(jié)軸承與連接螺栓的間隙配合關(guān)系，因此關(guān)節(jié)軸承在承受阻尼器桿體傳來的復(fù)雜載荷后，具有相對連接螺栓和凸肩襯套運(yùn)動(dòng)的可能性，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面與凸肩襯套端面的相對運(yùn)動(dòng)必然導(dǎo)致結(jié)構(gòu)磨損。

在某一時(shí)刻，關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈受到阻尼器桿體載荷作用，受力分析如圖6所示。O點(diǎn)為連接螺栓與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈的接觸點(diǎn)，A點(diǎn)為關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈的圓心，B點(diǎn)為連接螺栓的圓心。阻尼器轉(zhuǎn)動(dòng)一定角度α（假設(shè)為20°），此時(shí)阻尼器載荷為沿阻尼器桿體的周期性拉壓載荷。

圖5 中央件耳片與關(guān)節(jié)軸承安裝示意圖

圖6 關(guān)節(jié)軸承徑向剖面示意圖

在關(guān)節(jié)軸承承受阻尼器動(dòng)載荷后，與凸肩襯套及阻尼器連接螺栓可能存在相對運(yùn)動(dòng)，在圖6狀態(tài)下進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析發(fā)現(xiàn)可能的相對運(yùn)動(dòng)有2種：1） 關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈受阻尼器載荷作用繞O點(diǎn)發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)。根據(jù)圖6中關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)的受力分析，如果要繞O點(diǎn)發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)，就需要滿足公式（3）。2）關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈沿圖中阻尼器載荷方向發(fā)生平動(dòng)。根據(jù)圖6中沿阻尼器方向的受力分析，如果要沿阻尼器載荷方向發(fā)生平動(dòng)，就需要滿足公式（4）。

為了進(jìn)一步判斷發(fā)生以上2種相對運(yùn)動(dòng)的可能性，該文給出相關(guān)物理量的計(jì)算公式。其中，繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)的等效半徑和止動(dòng)力矩如公式（5）～公式（6）所示。

式中：F為阻尼器載荷；M為阻尼器載荷對圖6中O點(diǎn)的彎矩；F、M為接觸面發(fā)生平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)的臨界載荷值；L為2點(diǎn)（O點(diǎn)、A點(diǎn)）的距離。

阻尼器載荷對O點(diǎn)的力矩如公式（7）所示。

面內(nèi)任意方向的止動(dòng)摩擦力如公式（8）所示。

在摩擦系數(shù)μ= 0.15、擰緊力矩為180 N·m且阻尼器角度α= 20°的情況下，計(jì)算公式（5）～公式（8）中各物理量關(guān)于阻尼器載荷的數(shù)值，結(jié)果見表3。

由表3可知，在μ= 0.15、擰緊力矩為180 N·m的工況下，當(dāng)阻尼器載荷大于12 095 N時(shí)，滿足F＞F的止動(dòng)條件；在阻尼器載荷大于52 000 N后，滿足M＞M的止動(dòng)條件。根據(jù)實(shí)測載荷可知，因?yàn)樽枘崞鲃?dòng)載的最大值不超過40 000 N，所以實(shí)際使用過程中關(guān)節(jié)軸承極有可能沿載荷方向發(fā)生平動(dòng)，從而加劇了凸肩襯套的磨損。

為了分析阻尼器轉(zhuǎn)動(dòng)角度對關(guān)節(jié)軸承與凸肩襯套發(fā)生相對運(yùn)動(dòng)的可能性的影響，計(jì)算不同角度下各參數(shù)的數(shù)值，結(jié)果見表4。由分析可知，隨著阻尼器角度的增大，滿足M＞M=169.7 N·m止動(dòng)條件需要的阻尼器載荷不斷降低。也就是說，降低阻尼器載荷的角度可以降低關(guān)節(jié)軸承繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)的可能性，但角度不影響與關(guān)節(jié)軸承沿載荷方向的相對平動(dòng)。

由公式（8）可知，摩擦系數(shù)變大會(huì)使止動(dòng)摩擦力變大。當(dāng)μ= 0.2時(shí)，F(xiàn)=16 127 N，F(xiàn)＞F止動(dòng)條件會(huì)調(diào)整為阻尼器載荷大于16 127 N，關(guān)節(jié)軸承仍然有發(fā)生相對運(yùn)動(dòng)的可能。但是增加結(jié)構(gòu)間的摩擦系數(shù)可以降低關(guān)節(jié)軸承與凸肩襯套發(fā)生微動(dòng)摩擦的可能性。

通過凸肩襯套與軸承外圈的相對轉(zhuǎn)動(dòng)分析以及微動(dòng)分析，從原理上確定了凸肩襯套端面磨損的原因?yàn)橄鄬ζ絼?dòng)導(dǎo)致的微動(dòng)磨損，為下一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

表3 止動(dòng)條件判定項(xiàng)計(jì)算表

表4 不同α 取值止動(dòng)條件判定項(xiàng)計(jì)算表

2 改進(jìn)措施及試驗(yàn)驗(yàn)證

基于第2節(jié)的分析可知，凸肩襯套沿阻尼器載荷方向產(chǎn)生的相對運(yùn)動(dòng)導(dǎo)致凸肩襯套的微動(dòng)磨損。分析發(fā)現(xiàn)，通過增加結(jié)構(gòu)間的摩擦系數(shù)可以降低結(jié)構(gòu)發(fā)生相對摩擦的可能性。

另外，隨著接觸面積的增大，接觸面磨損量有降低的趨勢，并且這種趨勢隨著接觸面積的增大逐漸趨于平緩。當(dāng)接觸面積增大到一定尺寸后，其磨損量不再變化（趨于恒定值）。文獻(xiàn)[4]將磨損率及其影響因素推廣到一般形式，并給出磨損率的計(jì)算公式，如公式（9）所示。

式中：y為磨損率，10mg/ms；S為接觸面積，m；c為（負(fù)數(shù)）接觸系數(shù)，與材料的散熱面積（摩擦副幾何尺寸）有關(guān)；A為可變磨損率；y為最小磨損率。

在相同壓力下，大的接觸面積具有更強(qiáng)的散熱能力，可以發(fā)揮降低磨損率的作用。因此，該文提出以下2個(gè)結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)措施：1） 在結(jié)構(gòu)接觸面壓印花紋，增加結(jié)構(gòu)間的摩擦系數(shù)。2） 增加結(jié)構(gòu)間的接觸面積。在結(jié)構(gòu)表面壓印花紋也就是增加了結(jié)構(gòu)表面的粗糙度。另外，上、下花紋相互咬合，從而增加了結(jié)構(gòu)間的摩擦系數(shù)，凸肩襯套結(jié)構(gòu)更改前后示意如圖7所示。

在更改結(jié)構(gòu)后，凸肩襯套與關(guān)節(jié)軸承的接觸面積由97 mm增大至178 mm，接觸面積增大了1.835倍。凸肩襯套端面由錐形更改為圓柱形，這樣改進(jìn)可以保證凸肩襯套端面的面積不會(huì)因補(bǔ)加工而出現(xiàn)差異，確保所有凸肩襯套與關(guān)節(jié)軸承接觸面積是一致的。

在結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)后，對凸肩襯套進(jìn)行裝機(jī)驗(yàn)證，在凸肩襯套使用220 h（飛行時(shí)間）和363 h（飛行時(shí)間）后分別對凸肩襯套端面磨損情況進(jìn)行檢測，檢測結(jié)果見表5。

當(dāng)改進(jìn)后的凸肩襯套使用了220 h時(shí)，6個(gè)支臂的凸肩襯套均有一定的磨損（磨損量在0.025～0.060），而當(dāng)飛行時(shí)間為220 h～363 h時(shí)，6個(gè)支臂的凸肩襯套的磨損量基本沒有增加。

基于磨損理論可以確定凸肩襯套前期的磨損是由機(jī)械加工粗糙及壓印花紋接觸面積不足引起的局部磨損。待使用一定時(shí)間后，凸肩襯套端面與阻尼器桿端關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈端面完全接觸，磨損率極小，凸肩襯套端面的磨損量也極小，襯套間距趨于穩(wěn)定值，滿足結(jié)構(gòu)件裝機(jī)的使用要求。

通過裝機(jī)驗(yàn)證，證明了磨損原因分析的正確性及結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)措施的有效性，最終解決了中央件耳片凸肩襯套的端面磨損問題。

圖7 設(shè)計(jì)更改前后的中央件耳片凸肩襯套尺寸

3 結(jié)論

綜上所述，可以得出以下3個(gè)結(jié)論：1） 中央件耳片凸肩襯套端面磨損的主要原因是凸肩襯套結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理、端面面積偏小以及摩擦系數(shù)不足，在凸肩襯套與阻尼器關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈微動(dòng)摩擦的作用下，會(huì)導(dǎo)致凸肩襯套端面磨損較快，超出使用要求。2） 通過分析凸肩襯套與關(guān)節(jié)軸承內(nèi)圈的相對運(yùn)動(dòng)可以準(zhǔn)確定位故障原因，并結(jié)合接觸磨損理論對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，以清晰的機(jī)理為依據(jù)，完成了最終的設(shè)計(jì)工作。3） 改進(jìn)狀態(tài)凸肩襯套裝機(jī)驗(yàn)證結(jié)果表明，改進(jìn)狀態(tài)凸肩襯套使用360 h（飛行時(shí)間）后，襯套端面磨損量很小，改進(jìn)措施有效，可以滿足設(shè)計(jì)的使用要求。