大規格非金屬嵌件自鎖螺母技術研究

姜貴林，付建建，李錦花，毛宏圖

（1. 中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015；2. 中國航空發動機集團航空發動機動力傳輸重點實驗室，沈陽 110015；3. 河南航天精工制造有限公司，河南 信陽 464000）

0 引言

傳動系統為航空發動機重要組成部分，傳動部件的可靠安裝對系統的穩定性至關重要[1-3]。自鎖螺母在航空發動機領域中廣泛應用，但多為M12以下小規格尺寸，對于尺寸較大的齒輪軸而言，其軸端鎖緊通常采用壓緊螺母與杯形鎖圈相結合的結構形式，該結構存在弊端如下[4]：鎖圈沖鎖過程易產生缺陷，工作中擴展為裂紋甚至碎裂；鎖圈為消耗件，分解過程需更換新件，增加材料消耗；齒輪軸上需設置防轉槽以固定鎖圈防轉爪，削弱軸的強度；鎖圈防轉爪嵌入軸承內圈，影響軸承的預緊力及工作可靠性。

針對軸端鎖緊結構，國內外學者開展了大量研究，并取得一定成果。黃南等[5]提出了影響航空自鎖螺母鎖緊效果的相關因素，并通過試驗，得到了自鎖螺母性能提升的優化手段；王自勤等[6]對自鎖螺母收口工藝進行了分析，提出了影響收口質量的相關因素；Goodier等[7]通過試驗的方法，驗證了軸向動態載荷對螺紋連接松動的影響，揭示了影響螺紋松動的重要因素。

本文針對航空發動機常用軸端鎖緊形式的結構弊端，首次提出一種大尺寸規格且具有自鎖功能的非金屬嵌件自鎖螺母裝置，通過試驗驗證，該裝置可以滿足發動機的使用要求，同時提高了發動機傳動系統工作的可靠性與穩定性。

1 結構分析

航空發動機傳動系統常用的軸端鎖緊結構為圖1所示的壓緊螺母與杯形鎖圈相結合的形式，該結構在應用中多次出現鎖緊功能失效的情況。

圖1 壓緊螺母與杯形鎖圈鎖緊結構示意圖

為提高鎖緊性能可靠性，本文提出大規格非金屬嵌件自鎖螺母結構，結構主體為金屬螺母體，非金屬鎖緊圈嵌入到金屬螺母體內，金屬螺母體通過內螺紋與齒輪軸連接，利用端面壓緊軸承，齒輪軸外螺紋在裝配過程中嵌入到非金屬鎖緊圈實體保證自鎖螺母工作程中的自鎖防松。新結構的組件與裝配形式如圖2～圖3所示。

圖2 非金屬嵌件自鎖螺母組件圖

圖3 非金屬嵌件自鎖螺母裝配圖

非金屬嵌件自鎖螺母結構設計需注意以下因素[8-9]：非金屬鎖緊圈材料需具有高強度、耐高溫性能；非金屬鎖緊圈與金屬螺母體需過盈裝配，保證兩者緊密結合；非金屬鎖緊圈的內徑值選取應保證齒輪軸外螺紋齒牙能夠嵌入鎖緊圈基體內并存在一定的防松摩擦力矩；組件的收口結構要設計合理，避免收口過程出現裂紋[10-11]。

非金屬嵌件自鎖螺母裝配過程中通過一定的安裝力矩對軸承進行壓緊，齒輪軸的外螺紋嵌入到非金屬鎖緊圈材料基體內，兩者之間存在一定的摩擦力防止產生相對運動，從而保證自鎖螺母在工作過程中不出現相對轉動而導致松動。2 理論計算

2.1 強度計算

根據某型航空發動機齒輪軸的實際結構尺寸與工況參數要求，非金屬嵌件自鎖螺母的內螺紋規格設置為M45×1.5，最大承載軸向力要求為Fmax=60 kN，最大轉速要求為Nmax=20000 r/min。

螺紋應力截面積計算公式為

式中：d2為螺紋中徑；d3為螺紋的計算直徑，d3=d1-H/6；d1為螺紋小徑；H為螺紋原始三角形高度。

根據GB/T196-2003，確定螺紋相關參數如表1所示。

表1 螺紋參數表

根據非金屬嵌件自鎖螺母最大軸向力要求，其螺紋所受的最大應力為

非金屬嵌件自鎖螺母的金屬螺母體設計硬度值為29～35 HRC，換算后產品對應的最低強度為911 N/mm2，通過上述計算分析，產品強度滿足軸向力要求，且強度裕度充足，可靠性高。工作過程中所受離心力為

式中：M為產品質量，0.06 kg；ω為產品角速度；Rmax為產品最大回轉半徑，28 mm。

非金屬嵌件自鎖螺母角速度按最大轉速要求20 000 r/min折算，經計算，產品在工作過程中產生的離心力F=0.06×20932×0.028=7.36 kN，離心力遠小于產品設計強度要求，因此產品在最大轉速狀態下，離心力強度儲備充足。

2.2 安裝力矩計算

螺母裝配過程摩擦力矩與壓靠軸承端面后的疊加力矩最大設計值分別為80、270 N·m，即最大擰緊力矩為350 N·m。在最大擰緊力矩狀態下，非金屬嵌件自鎖螺母所承受的軸向力為

式中：T為最大安裝力矩；K為轉矩系數，K=0.15～0.25；D為螺紋規格。

經計算，非金屬嵌件自鎖螺母在最大擰緊力矩下承受的軸向力F=350÷（0.15×45）=51 kN，滿足60 kN的最大軸向力設計要求。

2.3 摩擦力矩計算

為保證防松功能，螺母裝配過程的摩擦力矩需保證螺母不會反向松脫[12-13]，因此需進行最小摩擦力矩計算。

螺母工作過程突然減速時，螺母受力最大，最容易松脫，該狀態下，螺母的自鎖力矩需要抵抗的三個反向力矩分別為：抵抗系統減速度螺母自身因慣性產生的反向力所需力矩W1；抵抗軸承的反向摩擦力所需力矩W2；抵抗高頻振動所需的力矩W3。因此螺母的最小轉矩Wmin為

式中：m1為非金屬嵌件自鎖螺母質量，0.06 kg；m2為齒輪軸部件質量，1.8 kg；R為轉矩理論計算用平均半徑，0.025 m；a為最大轉速變化率，1200 r/min；H為齒輪軸與軸承的最大間隙，0.06 mm；μ為軸承的摩擦因數，0.015；F為工作時軸向力，2800 N；f為最大螺母轉頻，333 Hz。

經計算，非金屬嵌件自鎖螺母工作過程最小摩擦力矩為Wmin=0.0046+1.05+6.19=7.2446 N·m，該值可作為自鎖螺母摩擦力矩的設計依據。

2.4 過盈量計算

螺母組件裝配過程中，鎖緊圈外徑與螺母體內徑為過盈裝配，工作狀態由于溫度升高，零件尺寸變化，在材料選取過程中需保證非金屬鎖緊圈的線脹系數大于金屬螺母體的線脹系數，從而保證溫度升高后兩者配合緊度不會降低。非金屬鎖緊圈與金屬螺母體在工作溫度下的過盈量為

式中：h1為鎖緊圈與螺母體室溫過盈量；D為鎖緊圈與螺母體配合直徑名義值；α1為鎖緊圈線脹系數；α2為螺母體線脹系數；ΔT為工作溫升。

根據非金屬嵌件自鎖螺母的結構尺寸設計值及工作溫度變化，即可獲得鎖緊圈與螺母體過盈量的變換情況，在結構設計過程中需確保其始終保持在合理范圍內從而保證產品性能的穩定性。

3 試驗驗證

3.1 軸向載荷試驗

為保證非金屬嵌件自鎖螺母最大承載軸向力60 kN的要求，開展軸向載荷試驗。試驗過程中，在室溫與工作溫度條件下, 通過試驗設備分別對試驗件進行軸向載荷加載，加載后對試驗件進行檢查，沒有出現結構破壞、裂紋和永久變形的情況，產品結構強度滿足軸載要求。試驗設備與試驗后試驗件外觀如圖4～圖5所示。

圖4 軸載試驗設備

圖5 軸載試驗后試驗件外觀

3.2 室溫鎖緊試驗

根據設計要求，自鎖螺母裝配過程中的摩擦力矩應保證在7.2446～80.0000 N·m之間。選取三件試驗件進行室溫鎖緊試驗，共進行15次循環，程序為“旋入→擰緊→旋出”。試驗過程中，測得試驗件的旋轉摩擦力矩如表2所示，摩擦力矩變化趨勢如圖6所示。

表2 室溫鎖緊摩擦力矩結果 N·m

圖6 摩擦力矩曲線

試驗后，對試驗件進行檢查，未出現可能降低使用功能的現象，試驗件螺紋完整。從圖6中的變化趨勢可以看出，試驗件的裝配摩擦力矩值隨著裝配次數的增加而平緩降低，但經過15次裝配后，仍滿足摩擦力矩設計值要求。

3.3 高溫鎖緊試驗

選取三件試驗件開展高溫鎖緊試驗，共進行10次循環，循環程序為“旋入→擰緊→加熱→恢復至室溫→旋出”。試驗過程中，測得試驗件的旋轉摩擦力矩如表3所示，摩擦力矩變化趨勢如圖7所示。

表3 高溫鎖緊摩擦力矩結果 N·m

試驗后，對試驗件進行檢查，未出現可能降低使用功能的現象，試驗件螺紋完整。從圖7變化趨勢可以看出，試驗件的裝配摩擦力矩值隨著裝配次數的增加而平緩降低，但經過10次裝配后，仍滿足摩擦力矩設計值要求。

圖7 摩擦力矩曲線

3.4 振動試驗

為驗證產品的抗振性能，對試驗件進行頻率為30 Hz，振動次數30 000次的正弦波振動試驗，振動試驗設備如圖8所示。

圖8 電動振動試驗臺圖

試驗后對試驗件進行檢查，未出現結構破壞、裂紋、鎖緊元件松動、螺紋破壞或鎖緊性能消失等現象，說明試驗件滿足發動機傳動系統的振動環境要求。

3.5 滑油介質影響試驗

非嵌件自鎖螺母在工作過程中會接觸滑油，為驗證其抗滑油腐蝕能力，開展滑油介質影響試驗。將試驗件擰入工藝螺栓后完全浸入到航空潤滑油中如圖9所示，并將滑油溫度調整為工作溫度，保持168 h。

圖9 滑油浸入試驗

試驗后檢查試驗件，未出現可能降低使用功能的現象，如剝皮、結構破壞、裂紋、斷裂、鎖緊元件松動、螺紋破壞、鎖緊性能消失和嚴重永久變形等，說明試驗件滿足發動機傳動系統的滑油環境要求。

3.6 發動機持久試驗考核

為考核非金屬嵌件自鎖螺母裝機使用的穩定性與可靠性，選取3件試驗件在某型發動機上共進行了1000 h的持久試車驗證，試車后對試驗件進行檢查，外觀如圖10所示，檢查結果未見異常。說明試驗件在發動機實際工況條件下滿足使用要求。

圖10 持久試車后試驗件外觀

4 結語

本文對發動機傳動系統軸端鎖緊結構開展了技術研究，為解決杯形鎖圈與壓緊螺母鎖緊形式的結構弊端，提出了大尺寸規格的非金屬嵌件自鎖螺母鎖緊結構裝置。針對該裝置進行了結構設計、理論計算與試驗驗證，部件與整機試驗結果證實了該結構裝置應用的可行性。本文提出的大規格非金屬嵌件自鎖螺母現已作為批產產品在航空發動機傳動系統上進行了應用，效果良好。