模型槳轂軸向鉸推力軸承故障分析及優化改進

葉 開 章 華 雷少保

（航空工業直升機設計研究所，天津 300000）

0 引言

現階段直升機主槳轂常用構型有鉸接式、星形柔性、球柔性、彈性無鉸及無軸承等，相對來說，采用彈性元件為核心部件的星形柔性槳轂、球柔性槳轂、無鉸槳轂及無軸承槳轂具備結構零件數目少，維護工作簡便等特點，但國內仍然有一些型號、課題的旋翼采用金屬全鉸接槳轂構型，需要保證其使用狀態。金屬全鉸接槳轂須具備揮舞鉸，擺振鉸和變距鉸，分別用于主槳葉的揮舞、擺振和變距運動，其中變距鉸常常被稱作軸向鉸，由成組的金屬軸承進行相對軸頸的周向轉動。

與普通金屬軸承的使用工況相比，直升機槳轂用金屬軸承處于高頻小擺角的工作環境，承擔更惡劣的工作環境，更加容易發生保持架及滾子、滾道的損傷問題。

某課題旋翼風洞試驗中，前飛速度20m/s時載荷監控發現拉桿載荷急劇上升，關車檢查發現槳轂軸向鉸有卡滯現象，進一步分解軸向鉸后發現推力軸承軸圈及保持架斷裂，嚴重影響課題任務進展，因此必須盡快進行問題定位及改進優化。

1 故障定位

該模型槳轂采用金屬全鉸接構型，揮舞鉸和擺振鉸功能通過滾針軸承進行，軸向鉸功能則由角接觸軸承（7009AC）、推力圓柱滾子軸承（81109）及深溝球軸承（6009）共同進行，具體結構見圖1。發生斷裂故障的推力軸承軸圈見圖2，推力軸承動態基本額定載荷為45kN，靜態基本額定載荷為153kN，額定轉速為2200r/min。

該模型槳轂初始設計階段對應槳葉質量為2.5kg，轉速1032r/min，離心力約為29.1kN。該課題為了縮減任務周期，未進行新模型槳轂的設計和制造，經強度初步評估后采用新狀態槳葉進行試驗：槳葉質量為4.2kg，轉速960r/min，離心力約為42.4kN，增長幅度達45%。

理論上，金屬全鉸接槳轂的揮舞、擺振載荷分別在揮舞鉸和擺振鉸處卸載，軸向鉸只承擔離心力載荷。復查該模型槳轂以往使用情況可知，該模型槳轂配裝不同槳葉進行了地面臺架或風洞試驗，其試驗科目以懸停狀態為主，期間若干次分解檢查軸向鉸未見推力軸承斷裂故障。該課題任務中，首先完成了21h的風洞懸停試驗，未見異常。在進行前飛速度21m/s運轉不到2h后，載荷監控觀察到拉桿載荷異常，進而分解檢查發現推力軸承軸圈及保持架斷裂。根據上述信息，可以推斷模型槳轂在前飛狀態時，軸向鉸承受的彎矩遠遠大于懸停狀態下的彎矩，導致了軸承結構斷裂。

圖1 軸向鉸結構

2 故障機理分析

2.1 擺動軸承

槳轂軸向鉸所用軸承需要考慮擺動運動的特殊工況。軸承損壞的原因不僅包括離心力和彎矩，滾子受擺動振幅影響也會導致軸圈滾道局部磨損，從而形成凹痕甚至凹坑。擺動軸承軸圈滾道只有1個局部范圍與滾動體相接觸來承受壓力，如圖3所示。與普通軸承不同，其不向同一方向連續運轉，而是在小振幅范圍內來回擺動，工作條件非常惡劣。一般來說，擺動幅度小于10°時，擺動導致的摩擦磨損比較突出，而旋翼槳轂軸承擺動幅度一般都在10°以下，其中軸向鉸變距運動約±（4°～6°）。

圖3 擺動軸承運動范圍

2.2 潤滑狀態

滾子和軸圈接觸區產生強摩擦腐蝕，它產生的鐵氧化物和潤滑劑混合后，會形成特殊的研磨混合劑，引起滾道迅速磨損。滾動體在軸圈接觸段邊界產生滾動方向的迅速變化，會導致潤滑劑來不及充滿全區域，潤滑效果差，同時又產生了導致加速磨損的壓力峰值。當振幅很小時，潤滑層會出現經常性的破壞，這時壓力峰值更大，軸承耐久性明顯下降，提高潤滑劑的流動性可以明顯改善擺動軸承的工作條件。

2.3 軸向鉸軸承布局

目前軸向鉸軸承組由1個角接觸軸承、1個圓柱滾子推力軸承和1個深溝球軸承構成。理論上由圓柱滾子推力軸承承擔飛行時的槳葉旋轉帶來的離心力，而槳葉揮舞、擺振運動帶來的彎矩主要由深溝球軸承和角接觸軸承承擔，但是受軸向鉸結構尺寸限制，深溝球軸承和角接觸軸承間距有限，同時考慮深溝球軸承及角接觸軸承固有的徑向游隙，部分彎矩實際上須通過推力軸承承擔。推力軸承受損，先在保持架軸圈處發現磨損痕跡，之后保持架的斷裂可以驗證該推斷，如圖4所示。因此，可以確認目前該模型槳轂軸向鉸軸承布局存在缺陷，對懸停狀態，由于推力軸承附加彎矩有限，雖然潤滑狀態較差，承載能力仍然足夠，并不會導致軸承損傷；但是該課題換裝槳葉后，主槳葉質量的增加導致離心力大幅提升，增加前飛狀態導致彎矩大幅增加，綜合作用下超出了軸承的承載極限，最終發生斷裂故障。

圖4 推力圓柱滾子軸承保持架損傷

3 改進措施

結合上文的分析，提出4種改進方法：第一，更改軸承保持架構型；第二，改變軸承潤滑方式；第三，采用其它軸承布局；第四，更換高承載推力軸承。

3.1 改進保持架構型設計

目前各型號、課題使用的直升機旋翼滾動軸承，其保持架的架槽位置和軸承徑向沒有角度。原因在于設計可以通過軸承布置形式的改變或者加大單個軸承的承載能力來滿足實際機器運轉需求。對該文需滿足特殊需求的模型槳轂，這種同時有相當的振動水平和負載的機械，保持架需要另行制造成保持架槽和軸承徑向成小角度的構造型式，從而使保持架隨著旋翼旋轉產生的振動在擺動時向一個方向緩慢移動，增加擺動軸承的壽命，如圖5所示。這種措施雖然可以提高擺動軸承負載水平，但是需要特殊制造，考慮到聯系生產廠家到重新進行風洞試驗的時間成本，暫時延續原先的保持架構型設計。

3.2 將脂潤滑更改為油潤滑

由于擺動軸承自身小擺角高頻次的固有惡劣工況，所以潤滑劑對流動性的要求很高，改為循環油潤滑可以保證新鮮的未氧化的潤滑油不斷進入接觸區，并把磨損殘渣從中排除。

考慮到實際工作條件，如果采用循環油潤滑需要設計相應的潤滑油路，這需要對軸向鉸零件進行重新設計，增加了設計難度及經濟、周期成本，因此決定仍然采用潤滑脂。

圖5 保持架

3.3 改變軸承的布局型式

正如上文所提到的，該模型槳轂軸向鉸深溝球軸承及角接觸軸承對彎矩的承載有限，導致推力軸承在離心力和彎矩的共同作用下軸圈斷裂。理論上采取多列角接觸軸承可以更好地進行離心力及彎矩的傳遞，降低軸承接觸應力水平，如圖6所示。然而，若采用多列角接觸軸承，原軸套內徑已不滿足安裝需求，需要重新進行軸套等結構件的設計和強度分析。因此，現階段對軸承的布局型式不考慮做調整。

圖6 包括多列角接觸軸承的軸向鉸

3.4 更換高承載推力軸承

基于目前的軸向鉸軸頸及軸套尺寸，保持推力軸承軸圈內圈的直徑大小不變，適當增加軸圈外圈直徑，增加軸承厚度，提高圓柱滾子推力軸承的基本額定載荷和疲勞載荷極限。這種不改變軸承布置的手段不需要進行全新的強度分析，簡單迅速，可以解決推力軸承軸圈破裂的問題，具體更改方案見表1，更改后軸承布置見圖7。

3.5 實際采用方案和遠期展望

圖7 更改后軸承布置

綜合考慮以上解決方案，對現階段試驗工作來說，選擇增大推力軸承承載能力的措施可以滿足當下需求。但是，這雖然有助于試驗工作的推進，但是對長期的設計改進來說，略顯倉促和不足。如果日后設計周期和生產工藝允許，應當在軸套上布置相應的潤滑油道來改善擺動軸承的工作條件；采用可隨旋翼振動而緩慢移動的保持架以增加滾子和軸圈的壽命，提升擺動軸承的承載能力；使用更優化的軸承布局形式，使每個軸承都可以在保證使用強度和壽命的前提下，充分承擔力和力矩。

4 驗證試驗

保持軸向鉸主要結構不變，將推力軸承由81109更改為81209，按理論值能力預計可提升66.7%的承載能力，而由于槳葉自重及轉速增加而增大的離心力增幅為45%，可以初步判定圓柱滾子推力軸承滿足使用需求。

軸向鉸安裝新軸承后，進行實際的風洞試驗驗證后軸承未出現損壞現象，后續將進一步進行對模型槳轂軸向鉸的改進優化研究。

表1 推力圓柱滾子軸承性能對比

5 結語

該文針對模型槳轂軸向鉸推力軸承在使用過程中出現的軸圈斷裂問題，進行了故障定位，通過分析其失效機理，提出了四個方面的改進建議，結合實際任務需求，確定了最終改進方案并進行了試驗驗證。該文研究系統地梳理了金屬軸向鉸推力軸承的失效機理和改進方案，對后續進行金屬軸承鉸的設計有重要的理論意義和工程應用價值。