付 玄，劉自成，葉本遠，徐廣慶，楊 光

（中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，四川綿陽621000）

0 引言

過盈配合因其定位精度高、承載能力強、結構簡單可靠，在航空機械結構的軸類組件中廣泛應用。過盈配合一般采用熱壓合法進行裝配，但拆卸過盈配合零件時則相對困難，目前常用的機械拔具拆卸法易對零組件配合面造成損傷，而溫差拆卸法存在操作風險較高且等待時間較長等問題，2種操作方法均費時費力，嚴重影響了軸上過盈配合零件拆卸的質量和效率。

為解決上述問題，本文根據超聲振動的功率、傳遞等相關特性，擬將超聲振動應用于軸上過盈配合零件的拆卸領域。盡管目前超聲振動在機械加工方面已廣泛應用[1-2]，但將其應用于零部件的裝配及拆卸操作中的相關研究鮮見報道，而對這類振動拆卸工藝方法的探索及研究將具有十分重要的理論意義和實際應用價值。

1 系統設計計算

1.1 基本原理

當摩擦發(fā)生在相對運動或者具有相對運動趨勢的接觸表面時，為普通摩擦狀態(tài)，而當其中1個表面處于高頻振動時，則會導致2個表面的摩擦狀態(tài)發(fā)生改變，在高頻振動狀態(tài)下的接觸面摩擦系數遠低于普通接觸面的摩擦系數，從而能有效減小2個物體之間相對運動所產生的摩擦力，且摩擦力的減小程度與振動頻率的高低和振幅的大小相關。

超聲振動拆卸的基本原理是在分解軸上過盈配合零件時，通過對所需分解的包容件施加沿軸向的高頻振動激勵，促使包容件與被包容件配合面的摩擦狀態(tài)發(fā)生改變，無數微粒的軸向位移將使零件沿軸向的移動趨勢不斷加強，從而削弱零件沿徑向的移動趨勢[3]（如圖1所示），此時過盈配合面的摩擦系數將大幅減小，所以分解時所需抵消的摩擦力也隨之減小，從而實現對軸上過盈配合零件的快速拆卸。

圖1 超聲振動拆卸基本原理

1.2 裝置總體結構

基于超聲振動的軸上過盈配合零件拆卸系統裝置主要由壓力機、連接機構、振動子、過盈配合試驗件、壓力峰值儀和超聲波發(fā)生器等組成，如圖2所示。裝置以壓力機為工作平臺，通過連接機構將振動子固定于壓力機升降齒條上，壓力峰值儀和超聲波發(fā)生器分別用于測量拆卸時壓力值和為振動子提供振蕩信號源。

連接機構主要分為夾持收口端和矩形法蘭套筒2部分。夾持收口端通過對半夾緊方式固定于壓力機的升降齒條上，可隨齒條做上下移動，矩形法蘭套筒上端通過螺栓連接與夾持收口端下端相固定；振動子由換能器、變幅桿工具頭及緊定螺栓組成，矩形法蘭套筒下端通過螺栓連接與變幅桿工具頭的法蘭邊（振幅為0部位）相固定，以確保振動子通過連接機構最終與壓力機的升降齒條形成剛性連接[4]，如圖3所示。

圖2 裝置總體結構

圖3 連接機構與振動子安裝方式

1.3 振動部件

系統的核心部件為產生軸向振動及對過盈配合零件作功的振動子，在工作過程中，換能器啟振并作軸向振動，通過變幅桿工具頭對振幅加以放大并激勵工具頭端部高頻振動[5-6]。

1.3.1 換能器設計

換能器采用夾心式壓電換能器結構，壓板材料為鎂鋁合金，前轉接段采用45號鋼，壓電片采用PZT-8（串聯），電極片采用鈹青銅。當施加的電場頻率與壓電片的固有頻率相同時，即產生諧振[7]，此時聲輻射最強，壓電片厚度方向的逆壓電效應為

式中：S2為沿厚度方向的伸縮應變量；U2為加載電壓；d22為壓電常數；t=5 mm，為故壓電片材料厚度。

選擇前蓋板與壓電片接觸端面為節(jié)面位置（振幅為0），同時為使振動以軸向振動為主，換能器各部分直徑均應小于1/4波長，負載對換能器具有一定的影響，但通常很小，設計時按空載計算[8]。

圖4 換能器尺寸計算

換能器各組成部分尺寸參數設置如圖4所示。為保證對壓電片的有效對夾固定，換能器前、后蓋板的直徑均與壓電片的直徑相等，即D2=D3=D4=30 mm。建立串聯傳輸矩方程[9]，計算得出L5=21.78 mm。

1.3.2 換能器阻抗特性分析

對于超聲換能振動系統，阻抗特性和啟振特性是其最重要的2個參數。其中啟振特性可以通過拆卸試驗驗證，而阻抗特性則通過阻抗測量獲得，其性能優(yōu)劣直接關系到振動拆卸部分的聲電轉換效率及系統穩(wěn)定性[10]。

本次設計的換能器的諧振頻率Fs=25293.3 Hz，半功率點F1=25195.9 Hz，F2=25395.3 Hz，反諧振頻率Fp=28821.0 Hz，如圖5所示。其中諧振頻率FS與設計的理想值有所偏差，有待后續(xù)比較分析。

圖5 換能器對數坐標系曲線

最大電導Gmax=47.14 ms，動態(tài)電阻R1=21.21Ω，動態(tài)電感L1=16.93 mH，動態(tài)電容C1=2.34 nF，靜態(tài)電容C0=7.30 nF，自由電容CT=9.64 nF。其中動態(tài)電阻R1=21.21Ω，數值偏高，說明換能器內阻較大，有一定的振動能量損失。

機械品質因數Qm=126.85，有效機電耦合系數Keff=0.48，平面機電耦合系數Kp=0.60。其中機械品質因數Qm=126.85，說明系統電-振效率轉換較高，且在電源匹配范圍內滿足設計要求。

1.3.3 變幅桿工具頭設計

變幅桿工具頭采用2級階梯型變幅桿與套筒組合結構，材料為45號鋼，變幅桿工具頭的大端直徑應和換能器的前蓋板直徑相等，即D1=30 mm，輸出端套筒等效直徑D5≈15 mm，故該變幅桿工具頭的放大倍數約為4。根據振動能量密度公式，能量密度正比于振幅的平方

式中：Ke=ρXω2；ρ為彈性介質密度。

能量密度ρe越大，振幅也就越大；能量密度ρe一定時，介質的密度ρ越小，振幅α越大。變幅桿工具頭各部分尺寸設置如圖6所示。建立串聯傳輸矩方程，計算得出L5=61.47mm，約等于1/4波長。換能器輻射部位理論輸出振幅約為8μm，故最終變幅桿工具頭端部輸出振幅約為32μm。

圖6 變幅桿工具頭尺寸計算

2 模態(tài)及諧響應分析

2.1 換能器模態(tài)分析

對換能器進行模態(tài)分析（如圖7所示）。從圖中可見，當固有頻率為26246 Hz（第10階）時，其振型分布規(guī)則，沿軸向逐層分布，x、y方向及彎曲振動分量不明顯，振動主要在z方向，且前蓋板端部振幅較大，后蓋板能量耗散較少，符合設計要求。

圖7 換能器第10階振型

2.2 振動子諧響應分析

對振動子進行諧響應分析（如圖8～10所示）。以變幅桿工具頭套筒前端面振幅為輸出，設定激勵頻率范圍為12.5～37.5 Hz，得出響應頻率為28000 Hz時，振動子整體振型均較規(guī)則，主要沿軸向振動，徑向及彎曲振動微弱，且工具頭前端面輸出振幅最大，法蘭盤處振幅接近于0，振型分布滿足設計要求[11]。

圖8 振動子諧響應頻率響應

圖9 振動子Z向位移振型

3 拆卸對比試驗

以拆卸某型渦扇發(fā)動機風扇軸上的襯套為試驗方案輸入，設計類似結構的過盈配合試驗件并進行拆卸對比試驗。試驗分為A、B 2組，均采用同一套系統裝置進行操作，其中A組為常規(guī)拆卸（不加超聲振動），B組為超聲振動拆卸，如圖11所示。試驗后主要從拆卸壓力峰值、試驗件表面溫度和表面質量等3個方面對拆卸效果進行驗證，并為后續(xù)研究提供參考。

圖10 振動子總位移振型

圖11 基于超聲振動的軸上過盈配合零件拆卸系統試驗裝置

3.1 試驗件過盈配合設計

試驗件采用基本尺寸為φ＝36.00 mm的試驗軸與試驗套組合結構，材料為45號鋼，二者設計配合尺寸為過盈 0～0.03 mm，試驗軸下端連接壓力傳感器，用于測量拆卸過程中所承受的軸向力（如圖12所示）。試驗件正式裝配前測量記錄軸孔實際配合尺寸，并采用相同參數的熱壓合法將試驗套裝入試驗軸上，維持載荷冷卻至常溫狀態(tài)。

圖12 過盈配合試驗件結構

根據過盈接觸分析，試驗軸與試驗套接觸面壓應力P為

將試驗套從試驗軸上拆卸所需的最小軸向力

式中：D為過盈配合面尺寸；D1為試驗套外徑；D2為試驗軸內徑；B為承力面長度；I為過盈緊度。計算得出不同過盈緊度條件下拆卸所需的最小軸向力見表1。

表1 試驗件拆卸理論所需最小軸向力

3.2 試驗內容及步驟

將設計過盈量為0～0.03 mm的6組試驗件采用相同參數的熱壓合法進行反復裝配及相應的壓力拆卸，并測量記錄拆裝前、后配合值的變化量，至配合值穩(wěn)定為止，以消除機加表面粗糙度等對拆卸壓力的影響，測得6組試驗件的最終實際過盈量分別為0.005、0.011、0.013、0.019、0.026 和 0.031 mm。

將過盈配合試驗件固定于壓力機底部工作臺上，調整試驗件水平位置，保證變幅桿工具頭前端套筒下壓過程中能順利壓住試驗套上端面且不與試驗軸發(fā)生干涉。首先進行A組試驗，即不開啟超聲波發(fā)生器，操作壓力機將試驗套從試驗軸上壓出，并記錄測量的壓力峰值與摩擦表面溫度。然后進行B組試驗，開啟超聲波發(fā)生器，使振動子進入高頻諧振狀態(tài)，讓試驗套在向下壓力和高頻軸向振動的共同作用下從試驗軸上快速分解下來，同樣記錄測量的壓力峰值與摩擦表面溫度。重復上述操作，將6組試驗件依次用A、B 2種拆卸方法分解下來。

3.3 試驗結果及分析

3.3.1 壓力峰值對比

試驗件采用2種方法拆卸的壓力峰值見表2和圖13，從表和圖中可見，當拆卸過盈量為0.005 mm的試驗套時，常規(guī)拆卸所需壓力峰值為2016 N，超聲振動拆卸所需壓力峰值為1672 N，減小了17.1%，同理拆卸過盈量為 0.011、0.013、0.019、0.026 和 0.031 mm的試驗套時，超聲振動拆卸所需的壓力峰值較常規(guī)拆卸的分別減小14.5%、12.3%、9.6%、10.5%和5.0%，初步說明在軸上過盈配合零件拆卸時，添加超聲振動能夠降低拆卸所需的最小軸向力，且隨著配合過盈量的增大，壓力峰值的減小效果逐步弱化。初步原因分析為過盈配合連接時，包容件和被包容件通過徑向變形使二者配合面間產生足夠的彈性壓力，從而獲得緊固連接的效果，但當過盈量逐步增大時，包容件和被包容件的徑向變形將逐步接近于塑性變形的邊界（即所謂永久性過盈配合連接狀態(tài)，如H7/u6、H7/v6），此時有限的振動頻率和振幅將難以徹底激勵并改變大過盈量狀態(tài)下配合面的摩擦狀態(tài)。

表2 試驗件拆卸壓力峰值

圖13 試驗件拆卸壓力峰值對比

3.3.2 試驗件表面溫度

在溫度為29.3～29.8℃、濕度為55%～57%的工作環(huán)境下，使用紅外溫度儀對A、B組拆卸后的軸套內表面瞬間溫度進行測量，各組所得溫度數據見表3和圖14。從表和圖中可見，當拆卸過盈量為0.005 mm的試驗套時，常規(guī)拆卸軸套內表面瞬間溫度為30.2℃，超聲振動拆卸軸套內表面瞬間溫度為32.7℃，同理拆卸過盈量為 0.011、0.013、0.019、0.026 和 0.031 mm的試驗套時，超聲振動拆卸軸套內表面瞬間溫度較常規(guī)拆卸的均有一定幅度升高，溫升范圍為2～5℃，與試驗前假設的“摩擦減小、發(fā)熱降低”結論相悖，初步原因分析為裝置高頻振動部件內部作功發(fā)熱，傳遞至試驗件所致。

表3 試驗件拆卸表面溫度

3.3.3 試驗件表面質量

對完成超聲振動拆卸后的各組試驗件進行配合面熒光檢查。其中，過盈為0.005、0.011、0.013和0.019 mm的試驗軸表面未見明顯劃痕或點狀凹陷，過盈為0.026、0.031 mm的試驗軸表面有少數周向均布的環(huán)形痕跡，沿試驗件脫落方向成逐步遞減趨勢（如圖15所示），測量顯示環(huán)形痕跡無深度，同時對過盈為0.026、0.031 mm的試驗軸進行配合面跳動測量檢查，與裝配前相比，跳動未見異常。

圖14 試驗件拆卸表面溫度對比

圖15 試驗件表面拆卸質量

4 總結

基于超聲振動的軸上過盈配合零件拆卸系統主要將超聲振動和壓力拆卸組合，通過對所需分解的零件施加沿軸向的高頻振動，以加強零件的軸向移動趨勢，從而削弱零件的徑向移動趨勢，以減小分解時所需抵消的摩擦力，從而實現對軸上過盈配合零件的快速分解，系統裝置證明超聲振動能有效提高軸上過盈配合零件拆卸的質量與效率，提高操作安全性，降低勞動強度。

5 結束語

該系統目前已在某型渦扇發(fā)動機風扇軸上的襯套零件分解中進行了長時間的試用驗證，效果良好，未見零件損傷或拆卸卡滯等異常情況，分解質量受控，滿足設計要求。同時，由于個人能力不足、設備條件限制等原因，目前試驗裝置主要依托壓力機進行操作，軸向空間有限，影響了大功率振動子的使用，且壓力機自身存在的運行精度與手動操作問題也對試驗造成了一定的不確定性，目前所開展的試驗只能對基于超聲振動的軸上過盈配合零件拆卸理論進行初步的探索與驗證，后續(xù)可設計專門的試驗平臺，用以滿足各種振動拆卸對比試驗的需要。同時，在試驗過程中，還有許多問題有待進一步研究解決，主要包括以下3個方面：

（1）避免振動子與其他非振動部件產生共振。振動子通過變幅桿工具頭的法蘭邊與其他機構連接在一起，設計時該法蘭邊振幅為0，故理論上該處不會作為啟振源激勵其他零部件產生振動。但在實際操作中，待分解的零件直接固定于壓力機底座上，從而與壓力機形成剛性連接，故振動子對待分解的零件做高頻振動時，也存在對其他非振動部件產生共振的可能，故還需要通過試驗進一步研究驗證。

（2）避免因為微位移摩擦使振動能大量轉化為熱能散失。理論上，各零部件接觸面均應完全貼合，形成剛性連接，彼此之間不存在相對位移。但實際操作過程中，因加工精度等原因，換能器與變幅桿工具頭等接觸面都會存在一定的間隙，不可能完全貼合形成一體，所以在高頻振動情況下，各接觸面均會產生一定的相對微位移摩擦，而使振動能轉化為熱能散失掉。該問題暫無法完全避免，只有通過提高接觸面加工精度、連接預緊力等減少摩擦生熱的程度。

（3）避免振動子實際工作振型為非理論設計振型。為保證超聲作功的效果，振動子尤其是工具頭的振型，一般都被設計為沿軸向逐層分布，但在實際操作中，因沖擊、載荷、約束、溫度等因素的干擾，實際工作的諧振頻率與理論設計的諧振頻率往往存在誤差[12]，振型也會隨之變化（比如連續(xù)環(huán)繞型圓圈狀、間斷性扇形分布狀等），雖也可起到一定的減小摩擦效果，但工具頭端面并非振幅最大處，不能達到最佳減摩狀態(tài)，所以在后續(xù)試驗中，可以根據實際情況對振動子工作中的實時振型進行監(jiān)測調整。