某直升機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)直升機設計研究所，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

在直升機外場飛行檢查的過程中，工作人員發(fā)現某架直升機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計允許的最大間隙，凸肩襯套端面距離如圖1所示。

在發(fā)現故障后，工作人員對內外場相關型號中央件耳片凸肩襯套間距進行檢查，檢查結果表明，該型號其他架機也存在多起凸肩襯套間距超標的故障，目前已有多架機返廠更換凸肩襯套。

1 機理分析

1.1 結構介紹

在直升機的飛行過程中，支臂繞中央件彈性軸承中心進行揮舞、擺振以及扭轉運動。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節(jié)軸承的尺寸如圖3所示，配合關系為小間隙配合。

1.2 問題分析

凸肩襯套的主要功能是保護中央件耳片本體，在運動過程中發(fā)生輕微磨損是正?，F象，但凸肩襯套端面磨損過快會導致結構不滿足設計的使用要求。凸肩襯套端面磨損的原因是與關節(jié)軸承內圈端面發(fā)生了相對運動。從理論上分析，導致凸肩襯套端面磨損的運動形式有以下2種：1） 凸肩襯套端面與關節(jié)軸承內圈端面發(fā)生相對轉動。2） 凸肩襯套端面與關節(jié)軸承內圈端面發(fā)生相對平動。

為了進一步確認凸肩襯套過度磨損的原因，對轉動磨損和微動磨損2種情況來說，需要對結構設計過程中涉及的阻尼器關節(jié)軸承回轉力矩是否異常、阻尼器裝配設計是否合理、制造是否符合設計要求以及凸肩襯套在復雜載荷下的受力等因素進行分析，從而確認導致凸肩襯套端面與關節(jié)軸承內圈端面過度磨損的具體形式，進而給出改進方案。

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節(jié)軸承配合尺寸（單位：mm）

1.2.1 轉動磨損分析

當施加預緊力且關節(jié)軸承回轉力矩大于止動力矩時，關節(jié)軸承內圈與凸肩襯套就會發(fā)生相對轉動。該型機關節(jié)軸承是在阻尼器拉、壓載荷狀態(tài)下根據平均回轉力矩小于25 N·m進行控制的，關節(jié)軸承內圈與凸肩襯套端面發(fā)生相對轉動的前提為M＜M＜25 N·m。

1.2.1.1 預緊力及摩擦系數分析

有效止動力矩受結構間的預緊力以及摩擦系數的影響，結構的預緊力取決于結構裝配施加的擰緊力矩。

阻尼器連接螺栓設計的擰緊力矩為180 N·m～210 N·m，摩擦系數為0.15～0.20。根據飛機設計手冊可知，在摩擦系數μ分別為0.15和0.20的情況下，計算各擰緊力矩對應的螺栓預緊力，結果見表1。

表1 擰緊力矩與預緊力關系

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

通過分析試驗數據可知，當擰緊力矩達到36 N·m時，阻尼器耳片叉口尺寸變化約為0.071 mm。此時，可以保證關節(jié)軸承內圈和凸肩襯套端面接觸，繼續(xù)增大擰緊力矩，增加部分對應的螺栓預緊力（即關節(jié)軸承內圈和阻尼器耳片凸肩襯套之間的壓緊載荷）。

由于裝機時擰緊力矩范圍為180 N·m～210 N·m，因此計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計算在摩擦系數分別為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系表

1.2.1.2 有效止動力矩分析

當關節(jié)軸承在阻尼器安裝螺栓上正常安裝時，可以通過施加螺栓擰緊力矩使阻尼器耳片凸肩襯套在預緊力的作用下夾緊關節(jié)軸承，并在關節(jié)軸承內圈左、右兩側端面產生止動力矩。

在摩擦系數為0.15的情況下，有效預緊力載荷（根據擰緊力矩為180 N·m的狀態(tài)計算）為40 315 N，關節(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為接觸面內徑。

接觸面止動力矩如公式（2）所示。

式中：μ為摩擦系數；M為在μ=0.15情況下的止動力矩；F為接觸面預緊力。

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

1.2.1.3 相對轉動可能性分析

計算結果表明，在2種摩擦系數下接觸面的止動力矩均為124.6 N·m。在施加預緊力的情況下，關節(jié)軸承回轉力矩遠小于止動力矩。因此，正常安裝并施加擰緊力矩，在阻尼器載荷的作用下，關節(jié)軸承內圈與阻尼器螺栓不會發(fā)生相對轉動。

綜上所述，可以排除在正常情況下凸肩襯套端面與關節(jié)軸承內圈端面因發(fā)生相對轉動而導致端面磨損的可能性。

1.2.2 微動磨損分析

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

在某一時刻，關節(jié)軸承內圈受到阻尼器桿體載荷作用，受力分析如圖6所示。O點為連接螺栓與關節(jié)軸承內圈的接觸點，A點為關節(jié)軸承內圈的圓心，B點為連接螺栓的圓心。阻尼器轉動一定角度α（假設為20°），此時阻尼器載荷為沿阻尼器桿體的周期性拉壓載荷。

圖5 中央件耳片與關節(jié)軸承安裝示意圖

圖6 關節(jié)軸承徑向剖面示意圖

在關節(jié)軸承承受阻尼器動載荷后，與凸肩襯套及阻尼器連接螺栓可能存在相對運動，在圖6狀態(tài)下進行運動分析發(fā)現可能的相對運動有2種：1） 關節(jié)軸承內圈受阻尼器載荷作用繞O點發(fā)生轉動。根據圖6中關節(jié)軸承內圈繞O點轉動的受力分析，如果要繞O點發(fā)生轉動，就需要滿足公式（3）。2）關節(jié)軸承內圈沿圖中阻尼器載荷方向發(fā)生平動。根據圖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，就需要滿足公式（4）。

為了進一步判斷發(fā)生以上2種相對運動的可能性，該文給出相關物理量的計算公式。其中，繞O點轉動的等效半徑和止動力矩如公式（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點的彎矩；F、M為接觸面發(fā)生平動和轉動的臨界載荷值；L為2點（O點、A點）的距離。

阻尼器載荷對O點的力矩如公式（7）所示。

面內任意方向的止動摩擦力如公式（8）所示。

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

由表3可知，在μ= 0.15、擰緊力矩為180 N·m的工況下，當阻尼器載荷大于12 095 N時，滿足F＞F的止動條件；在阻尼器載荷大于52 000 N后，滿足M＞M的止動條件。根據實測載荷可知，因為阻尼器動載的最大值不超過40 000 N，所以實際使用過程中關節(jié)軸承極有可能沿載荷方向發(fā)生平動，從而加劇了凸肩襯套的磨損。

為了分析阻尼器轉動角度對關節(jié)軸承與凸肩襯套發(fā)生相對運動的可能性的影響，計算不同角度下各參數的數值，結果見表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節(jié)軸承繞O點轉動的可能性，但角度不影響與關節(jié)軸承沿載荷方向的相對平動。

由公式（8）可知，摩擦系數變大會使止動摩擦力變大。當μ= 0.2時，F=16 127 N，F＞F止動條件會調整為阻尼器載荷大于16 127 N，關節(jié)軸承仍然有發(fā)生相對運動的可能。但是增加結構間的摩擦系數可以降低關節(jié)軸承與凸肩襯套發(fā)生微動摩擦的可能性。

通過凸肩襯套與軸承外圈的相對轉動分析以及微動分析，從原理上確定了凸肩襯套端面磨損的原因為相對平動導致的微動磨損，為下一步結構優(yōu)化改進提供了理論依據。

表3 止動條件判定項計算表

表4 不同α 取值止動條件判定項計算表

2 改進措施及試驗驗證

基于第2節(jié)的分析可知，凸肩襯套沿阻尼器載荷方向產生的相對運動導致凸肩襯套的微動磨損。分析發(fā)現，通過增加結構間的摩擦系數可以降低結構發(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[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（負數）接觸系數，與材料的散熱面積（摩擦副幾何尺寸）有關；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個結構優(yōu)化改進措施：1） 在結構接觸面壓印花紋，增加結構間的摩擦系數。2） 增加結構間的接觸面積。在結構表面壓印花紋也就是增加了結構表面的粗糙度。另外，上、下花紋相互咬合，從而增加了結構間的摩擦系數，凸肩襯套結構更改前后示意如圖7所示。

在更改結構后，凸肩襯套與關節(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，這樣改進可以保證凸肩襯套端面的面積不會因補加工而出現差異，確保所有凸肩襯套與關節(jié)軸承接觸面積是一致的。

在結構優(yōu)化改進后，對凸肩襯套進行裝機驗證，在凸肩襯套使用220 h（飛行時間）和363 h（飛行時間）后分別對凸肩襯套端面磨損情況進行檢測，檢測結果見表5。

當改進后的凸肩襯套使用了220 h時，6個支臂的凸肩襯套均有一定的磨損（磨損量在0.025～0.060），而當飛行時間為220 h～363 h時，6個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。待使用一定時間后，凸肩襯套端面與阻尼器桿端關節(jié)軸承內圈端面完全接觸，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，滿足結構件裝機的使用要求。

通過裝機驗證，證明了磨損原因分析的正確性及結構優(yōu)化改進措施的有效性，最終解決了中央件耳片凸肩襯套的端面磨損問題。

圖7 設計更改前后的中央件耳片凸肩襯套尺寸

3 結論

綜上所述，可以得出以下3個結論：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構設計不合理、端面面積偏小以及摩擦系數不足，在凸肩襯套與阻尼器關節(jié)軸承內圈微動摩擦的作用下，會導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節(jié)軸承內圈的相對運動可以準確定位故障原因，并結合接觸磨損理論對結構進行優(yōu)化，以清晰的機理為依據，完成了最終的設計工作。3） 改進狀態(tài)凸肩襯套裝機驗證結果表明，改進狀態(tài)凸肩襯套使用360 h（飛行時間）后，襯套端面磨損量很小，改進措施有效，可以滿足設計的使用要求。