某型齒輪箱單嚙合試驗件聯軸器扭斷故障分析

楊昊赟，馮 金，覃 琨，劉曉凡

（中國航發商用航空發動機有限責任公司 機械系統部，上海 201108）

0 引言

齒輪傳動在航空發動機中占有重要地位，如航空附件齒輪傳動和航空發動機減速器等。在渦輪噴氣或渦輪風扇發動機中，航空附件齒輪傳動從發動機轉子上提取功率，通過發動機附件機匣或飛機附件機匣傳動發動機或飛機附件[1]。航空發動機減速器作為渦槳和渦軸發動機重要組成部分，一端連接發動機功率輸出軸或動力渦輪軸，一端連接螺槳或直升機傳動系統，通過匹配兩者的轉速，使其協同工作，高效率地傳遞功率[2]。

相比船舶及風電等其它領域，航空領域中齒輪傳動的特點是高的承載能力、苛刻的工作條件和高的可靠性要求，特別是渦扇發動機中所使用的齒輪減速器具有載荷大轉速高的特點，設計難度較大。雖然在國外已相對成熟[3，4]，但在國內依然處于理論研究階段。沈陽發動機研究所對風扇齒輪驅動系統進行了概念設計[5]和初步設計[6]。中國航發商用航空發動機有限責任公司對星型風扇驅動齒輪箱進行了概念設計[7]。

本文以某型齒輪箱單嚙合試驗件為研究對象，針對其試驗過程中出現的聯軸器扭斷故障現象，進行故障分析，確定了故障原因，并通過理論計算和仿真分析說明了故障模式。

1 故障現象

1.1 故障概述

某型齒輪箱單嚙合試驗件完成輕載高轉速試運轉后，開始進行重載高轉速試運轉。首先進行的3個工況（工況 1，轉速 3 200 r/min、扭矩-1 200 N·m；工況 2，轉速 3 200 r/min、扭矩-3 000 N·m；工況 3，轉速3 200 r/min、扭矩-3 600 N·m）均無任何異?，F象，在工況 4（轉速 4 000 r/min、扭矩-3 100 N·m）將要進入穩態運行時，試驗臺噪聲突然增大，同時試驗件箱體振動數據在2 s內由2 mm/s升到5 mm/s，現場人員聽到噪聲后立即對加載器進行卸載并用對講機通知試驗中心緊急停機，聽到噪聲后15~30 s內，試驗件主動輪軸與工作齒輪箱之間的聯軸器發生斷裂，如圖1所示。

圖1 聯軸器故障圖

1.2 單嚙合試驗件分解檢查情況

對某型齒輪箱單嚙合試驗件進行分解檢查后發現：

（1）主動輪遠離花鍵端軸承內圈軸向移動脫出滾子接觸范圍，其安裝面高溫變色，內孔存在周向摩擦痕跡；沿主動輪所受嚙合力方向，軸承滾子已燒結在一起；

（2）主動輪花鍵端軸承保持架斷裂，滾子、內外跑道均出現壓潰變形；

（3）主動輪遠離花鍵端軸承配合處軸頸上附著熔化的保持架；

（4）主動輪遠離花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒根出現裂紋；

（5）主動輪遠離花鍵端端蓋有摩擦痕跡；

（6）主動輪花鍵端套筒有摩擦痕跡；

（7）主動輪花鍵端迷宮密封靜子半環有摩擦痕跡；

（8）主動輪花鍵端迷宮密封安裝座有摩擦痕跡。

2 結構介紹

2.1 單嚙合試驗件結構介紹

單嚙合試驗件主要零件結構示意圖如圖2所示。機匣為上下分半設計，方便齒輪軸裝配，上機匣與下機匣通過螺栓連接，通過定位銷定位；下機匣底部設有安裝座和銷釘孔用于試驗器安裝及定位，上機匣上表面設有可拆卸蓋板用于觀察齒輪嚙合情況；主動輪通過兩個浮動圓柱滾子軸承承受徑向力，被動輪通過兩個浮動圓柱滾子軸承承受徑向力，通過一個深溝球軸承軸向定位；主動輪和被動輪兩端均設有花鍵傳遞扭矩；齒輪嚙入側和嚙出側均采用噴射潤滑，兩側各4個噴油嘴；支撐主動輪的一對滾子軸承分別由1個噴油嘴進行噴射潤滑；遠離被動輪花鍵端的球軸承和滾子軸承共用1個噴油嘴進行噴射潤滑，被動輪花鍵端的滾子軸承由1個單獨的噴油嘴進行噴射潤滑。

圖2 單嚙合試驗件結構示意圖

2.2 試驗臺結構介紹

單嚙合試驗件采用功率封閉試驗臺進行試驗，由電機、增速齒輪箱、試驗件、工作齒輪箱、加載器、聯軸器、試驗件油站、數據采集系統、公共油水系統、電力系統等組成，其示意圖如圖3所示。

圖3 試驗臺示意圖

3 故障排查

以聯軸器扭轉故障為頂事件，按照邏輯關系繪制故障樹，如圖4所示。其中帶●項為已排除的故障原因，帶★為需要進一步分析的原因，帶問號的為可能引起故障發生的底事件，其余為重復列出的故障原因。

圖4 故障樹總圖

4 故障定位

4.1 可排除故障

4.1.1 工作齒輪箱問題

由于現場測試人員在調試過程中未發現工作齒輪箱振動監測數據有異常，且在故障后的分解檢查中未發現異常現象，因此排除“工作齒輪箱問題”。

4.1.2 聯軸器本身問題

對于“聯軸器本身問題”，故障發生前，試驗件在更高扭矩和更高轉速工況下正常運轉，同時在故障發生時相同工況下已運行一段時間，因此可排除“強度不夠”、“動平衡較差”和“靠近臨界轉速”三項原因；分解檢查時未在聯軸器內孔發現異物，因此排除“內孔異物”原因；通過聯軸器斷口分析顯示斷裂原因為外力過大或結構失穩，因此排除聯軸器“疲勞斷裂”原因。

4.1.3 試驗齒輪箱問題

對于“試驗齒輪箱問題”，故障發生前在相同工況下已正常運轉一段時間，而且設計過程中的模態分析結果也表明該轉速未靠近臨界轉速，因此排除“靠近臨界轉速”原因；分解檢查時在齒面未發現夾雜異物后的凹痕，因此排除“嚙合處夾雜異物”原因。分解檢查時在軸承外圈安裝座上未發現異常，因此排除“軸承支撐剛度變化”原因。

對于“齒輪軸發生故障”問題，在分解檢查時未發現“斷齒”、“膠合”、“齒面疲勞”以及“永久變形”等現象，同時檢查齒面時發現齒面耗損在正常范圍內，因此排除這些原因；輪齒強度分別經過ISO6336及HB/Z93兩種標準校核合格且最大扭矩狀態下的最小安全裕度為15%，因此承載能力滿足要求，試驗過程中出故障前并未調節試驗工況，故載荷并未增大，分解檢查時在齒面未發現夾雜異物，雖然齒面出現裂紋，通過上述分析可排除裂紋是造成齒輪軸發生故障的原因，齒面裂紋應為故障發生后產生的結果。綜上所述，最終排除“齒輪軸發生故障”原因。

對于“軸承發生故障”問題，軸承內圈跑道與滾子之間的摩擦系數小于軸承內圈與軸承安裝座之間的摩擦系數，且軸承內圈跑道并無壓潰現象，因此滾子通過摩擦力傳導至軸承內圈上的軸向力并未增加，排除可引起“軸承內圈脫出”的“軸向力增大”原因；故障發生前在更高轉速工況下軸承可正常運轉，因此排除可引起“軸承保持架損壞”的“轉速過高”原因；保持架斷口分析報告顯示斷口原因為過載，因此排除可引起“軸承保持架損壞”的“疲勞斷裂”原因；故障發生時測扭儀的數據進行檢查未發現扭矩增大，因此排除因“扭矩變化”引起“載荷增大”導致“軸承過熱”；軸承溫度升高發生在扭矩突降之后的2~3 s，所以軸承溫度升高與扭矩突降是有因果關系的，造成軸承溫度升高的原因需同時造成扭矩突降。然而試驗件油路中的雜質無法直接或間接導致扭矩突降，因此排除因“油路中的雜質”引起“夾雜異物”導致“軸承過熱”；分解檢查時在軸承噴嘴內未發現異物，因此排除“噴嘴堵塞”引起“供油不足”導致“軸承過熱”；故障發生時壓力傳感器的數據進行檢查未發現下降，因此排除“供油壓力下降”引起“供油不足”導致“軸承過熱”。

4.2 故障定位

經過初步排查，可能引起故障發生的事件主要在聯軸器本身問題和試驗齒輪箱問題中，其中聯軸器本身問題主要為聯軸器剩余不平衡量改變；齒輪箱問題主要為軸承發生故障，可能引起軸承發生故障的底事件有五個，分別為：

（1）軸承內圈受到載荷波動；

（2）軸系間裝配誤差；

（3）無軸向鎖緊結構；

（4）過盈接觸面積減??；

（5）內圈與軸頸溫差增大。

4.2.1 軸承內圈受到載荷波動

根據試驗數據可知在試驗過程中單嚙合試驗件輸入輸出軸扭矩一直在波動，可分辨的波動范圍為傳遞扭矩的0.5%~1.3%之間，波動頻率為0.4 Hz~2 Hz之間。造成載荷波動的原因有很多，轉速改變、軸系裝配誤差、加載器油壓變化、零件加工誤差等均會造成載荷波動。

為驗證載荷波動對主動輪遠離花鍵端軸承內圈的影響，采用DYNA軟件進行仿真分析。設主動輪遠離花鍵端軸承內圈與軸頸為接觸配合，軸承徑向載荷為 T1+T2× sin（2π × ω × t）（N），其中 T1為最大扭矩狀態軸承所受理論徑向載荷，波動范圍T2根據調試數據取±5%，波動頻率ω取最大扭矩狀態轉頻，此時主動輪遠離花鍵端軸承內圈有脫出的現象，由此可判斷載荷波動有可能造成主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出。

4.2.2 軸承間裝配誤差

單嚙合試驗臺為功率封閉試驗臺，試驗件與工作齒輪箱間通過聯軸器連接，并通過激光對中儀及千分表進行對中。單嚙合試驗件主動輪與工作齒輪箱1之間聯軸器如圖6所示，裝配過程中徑向偏移量為0.017 mm，端面跳動量為0.01 mm，精度等級為5~6級，如圖7所示。結合聯軸器長度和端面直徑，計算出最大安裝偏轉角為0.004 5°.

圖6 聯軸器截面圖

圖7 徑向偏移量和端面跳動量

為驗證軸系間裝配誤差對主動輪遠離花鍵端軸承內圈的影響，采用DYNA軟件進行仿真分析。為加快計算速度，設主動輪遠離花鍵端軸承內圈與軸頸為接觸配合，軸承徑向載荷為零，聯軸器偏轉角度為0.1°，此時主動輪遠離花鍵端軸承內圈有脫出的現象，由此可判斷軸系間裝配誤差有可能造成主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出。

4.2.3 無軸向鎖緊結構

對于“無軸向鎖緊結構”的分析，首先檢查試驗件尺寸實測值，包括主動輪遠離花鍵端軸承安裝處軸頸的尺寸公差及形位公差、軸承內圈的尺寸公差，測量結果如表1所示。

表1 主動輪遠離花鍵端相關尺寸

根據《GB／T 5371-2004極限與配合、過盈配合的計算和選用》[8]，該處所需最小過盈量為0.016 mm.通過對比可知主動輪遠離花鍵端軸頸尺寸符合圖樣要求，相配的軸承內圈尺寸滿足設計要求，二者過盈量實測值符合要求。

由于主動輪遠離花鍵端軸承內圈采用過盈連接方式進行軸向定位，因此當外部原因使軸承內圈有脫出趨勢時，在沒有軸向鎖緊結構的情況下軸承內圈會繼續脫出。

4.2.4 過盈接觸面積減小

軸承內圈與軸頸間的理論過盈配合面是一個完整的圓柱面，但由于加工及裝配誤差的存在，實際過盈配合面是一個非完整的圓柱面。考慮到工程中通常不會用三坐標測量儀對軸承內圈與軸頸進行逐點掃描并建立實際輪廓面，因此在仿真過程中采用ABAQUS軟件將理論過盈配合面面積減小至原來的1/2、1/3及1/4來進行對比，對比數據見表2.

表2 不同接觸面積下的接觸反力

根據對比數據可知，當過盈接觸面積減小時，軸承內圈與軸頸間的接觸反力減小，即等效過盈量減小。

4.2.5 內圈與軸頸溫差增大

根據試驗數據可知在試驗過程中曾打開試驗件油站的冷卻水循環，供油溫度從10：20：58的48℃開始降低并導致供油壓力從0.26 MPa開始升高。在10：24：43供油壓力升至0.4 MPa時調低供油壓力至0.3 MPa，由此導致回油溫度加速升高，由10：24：54的43℃持續上升至10：26：49的50℃.該操作會導致供油量突然減少以及軸承溫度提高，從而使主動輪遠離花鍵端軸承內圈與主動輪軸頸的溫差在短時間內增加，但由于無法對溫差的具體數值進行仿真分析，因此僅對溫差造成的過盈量變化進行仿真分析。采用ABAQUS軟件分析時取供油溫度40℃為環境溫度，20℃為裝配溫度，通過計算可知在軸承內圈脫出時的工況下軸承內圈與齒輪軸間所需的過盈量為0.009 mm，接觸反力為26 kN.隨著溫差不斷增大過盈所產生的接觸反力也在不斷減小，當溫差達到9℃時過盈量不滿足要求，當溫差達到21℃時過盈完全失效。

綜上所述，突然調低供油壓力會導致供油量降低，進而導致主動輪遠離花鍵端軸承內圈與主動輪軸頸的溫差在短時間內增加，并最終造成過盈量減小甚至不滿足要求。

4.2.6 聯軸器剩余不平衡量改變

采用DYNA軟件進行仿真分析。仿真結果顯示聯軸器剩余不平衡量改變會造成主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫開，但由于聯軸器已嚴重損壞，且試驗過程中并未在聯軸器上設置電渦流傳感器，因此無法判斷是否由于緊固件松脫導致剩余不平衡量改變。

5 機理分析

5.1 故障分析

本節針對故障排查及故障定位中未提及的分析過程進行說明，以此支撐對故障模式的分析結果。

5.1.1 主動輪軸線偏斜造成扭矩突然同時下降

通過對調試數據進行分析可知，在10：31：49輸入輸出軸扭矩突然同時出現約500 N·m的下降，25 s后聯軸器扭斷。在故障發生后對試驗臺進行檢查，并未發現試驗件輸入輸出軸外的傳動鏈出現問題，故只能由試驗件出現問題造成扭矩同時降低，如斷齒或軸承故障等。

當主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出，主動輪在嚙合力的作用下發生偏斜并造成其與被動輪的中心距發生變化，由此導致齒輪嚙合線上出現一個間隙。為了補償這個間隙，主動輪出現空轉現象從而導致扭矩發生突變。功率封閉傳動鏈中變形最大部分為細長扭力軸，在不考慮其他齒輪軸和聯軸器變形的情況下，根據主動輪扭矩的變化量可計算出扭力軸扭轉角度的變化量，從而計算出主動輪發生空轉的角度。通過主動輪空轉的角度可以推出主動輪軸線發生偏斜的角度范圍，從而驗證扭矩突降的過程。

在主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出滾子接觸區域直至軸承滾子與軸頸發生碰磨的過程中，主動輪軸線傾斜角度有三個臨界值，分別是：（a）主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出后主動輪花鍵端軸承在游隙范圍內出現最大傾角的0.065°~0.151°；（b）主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出后滾子恰好與軸頸接觸時的1.57°；（c）滾子與軸頸碰磨后，軸承滾子磨損出斜面，此時軸線偏移角度為的2.5°.

當主動輪扭矩出現500 N·m下降時，假設其全部由扭力軸扭轉變形引起，扭力軸的扭轉角度為0.2676°，根據傳動比反推出主動輪的扭轉角度為0.8577°，換算到嚙合線上的長度后投影到中心矩上的長度為3.074 mm.由主動輪軸線傾斜引起的等效中心矩變動很難計算出準確值，因此以主動輪花鍵端軸承為原點，分別以人字齒退刀槽中點及遠離花鍵端輪齒端面為終點沿垂直于被動輪軸線方向移動3.074 mm，從而求出終點繞原點旋轉的角度范圍為0.8697°~1.499°.

由扭矩下降推出的主動輪軸線偏斜角度范圍恰好和主動輪遠離花鍵端軸承內圈剛剛脫出滾子接觸區域且軸承滾子未與軸頸發生碰磨時主動輪軸線的偏斜角度范圍重合，由此推斷主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出滾子接觸區域會造成試驗件輸入輸出軸扭矩突降，與試驗現象相符。

5.1.2 齒根裂紋及齒面磨損時的齒面接觸分析

通過對單嚙合試驗件進行分解檢查，發現主動輪遠離花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒根附近出現齒面耗損及裂紋，主動輪花鍵端輪齒靠近端面的齒根附近出現齒面耗損，被動輪花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒頂附近出現齒面耗損，被動輪遠離花鍵端輪齒靠近端面處的齒頂附近出現齒面耗損。通過ABAQUS軟件對主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出滾子接觸區域后的嚙合狀態進行接觸分析，分析結果與試驗結果相符，如圖9和圖10所示。

圖9 主動輪齒面接觸分析結果與試驗現象對比

圖10 被動輪齒面接觸分析結果與試驗現象對比

5.2 故障模式

通過上述理論計算及仿真分析可推測試驗件故障模式。如圖11所示，10：31：49試驗件輸入輸出軸扭矩同時出現下降是由于主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出滾子接觸區域引起的。軸承內圈脫出后主動輪支撐形式由簡支變為花鍵側軸承懸臂支撐，在嚙合力的作用下主動輪軸線發生傾斜，主動輪與被動輪中心距變大導致沿嚙合線出現間隙，主動輪空轉補償嚙合線間隙使得整個功率封閉傳動鏈扭轉角發生變化，從而導致輸入輸出軸扭矩同時出現下降。

圖11 輸入輸出軸扭矩同時下降后的調試數據

試驗件輸入輸出扭矩同時下降后，由于嚙合相位發生變化，試驗件功率損失增大，主動輪與被動輪轉速降低，主動輪與被動輪扭矩差值增大；回油溫度開始升高，由于供油量不超過40 L/min，且油箱內滑油約有400 L，同時考慮到回油管路的散熱，因此進油溫度無明顯變化；主動輪支撐形式由簡支變為花鍵側軸承懸臂支撐，主動輪花鍵端軸承載荷增大，考慮到軸承外圈的導熱速度，約3 s后主動輪花鍵端軸承溫度開始上升；主動輪遠離花鍵端軸承內圈脫出滾子接觸區域，由于滾子不再受力，因此主動輪遠離花鍵端軸承溫度無變化，軸承內圈與主動輪遠離花鍵端軸承滑油噴嘴發生碰磨，從而導致進油壓力升高。

試驗件輸入輸出軸扭矩同時下降后約10 s，隨著主動輪軸線傾斜角的逐漸增大，主動輪花鍵端軸承滾子與保持架發生碰磨，試驗件功率損失逐漸增大。隨后主動輪花鍵端軸承保持架斷裂并彈開，試驗件功率損失降低。試驗件輸入輸出軸扭矩同時下降后約25 s，隨著主動輪軸線傾斜角的逐漸增大，主動輪轉靜子間發生碰磨，主動輪遠離花鍵端軸承滾子與主動輪軸頸發生碰磨，聯軸器發生斷裂。

6 糾正措施及驗證

6.1 試驗件改進方案

受軸承徑向游隙的限制，無法通過增加過盈量的方式防止軸承內圈松脫，因此在軸承內圈外側增加壓緊端蓋，通過螺栓及防松墊圈提供壓緊力，如圖12所示。

圖12 試驗件改進方案

6.2 試驗改進方案

為降低試驗風險，完善運轉過程中由試驗件觸發的報警及停機條件：

（1）試驗箱滑油進口壓力瞬時變化超過10%且保持2 s以上則停機；

（2）個別軸承溫升速度超過0.5℃/s報警，持續升高2 s以上則停機；

（3）相同工況下軸承溫度或回油溫度較前期提高10%報警，提高20%停機；

（4）輸入輸出軸扭矩在穩定工況時出現同時升高或降低超過5%則停機；

（5）輸入輸出軸扭矩出現一升一降且變化量超過3%則停機；

（6）振動速度大于5 mm/s報警，大于15 mm/s停機；

（7）相同工況下振動速度較前期提高20%報警，提高100%停機；

（8）運轉過程中出現接近轉頻的周期性異響則停機。

6.3 糾正措施驗證

對糾正措施的驗證采用仿真計算驗證和試驗實施驗證。

6.3.1 仿真計算驗證

采用DYNA軟件對落實糾正措施后的試驗件進行相應工況下的仿真分析。圖13為主動輪遠離花鍵軸承端蓋的最大應力和應變云圖。在仿真分析過程中，主動輪遠離花鍵端軸承內圈未脫出，軸承端蓋的最大應力為213.6 MPa，最大應變為0.12 mm.

端蓋材料為40 Cr，材料極限強度為980 MPa，屈服強度為785 MPa，軸承端蓋工作應力為屈服強度的27.2%，滿足要求。

圖13 軸承端蓋仿真分析結果

6.3.2 試驗實施驗證

在落實糾正措施后，試驗正轉和反轉均運轉到試驗件的最大扭矩、最高轉速、最大功率等工況，試驗現象與數據均無異常。試驗臺在各工況下運轉近60 h，試驗件振動情況良好，穩態運轉時振動數據低于振動報警值，振動頻譜中一階轉頻起主導作用，振動數值穩定，未發生軸承內圈脫出或斷軸現象。

（1）振動數據對比

發生故障前，在運轉過程中試驗件二倍轉頻對應振動幅值遠大于轉頻對應振動幅值，有明顯的軸線偏斜現象。落實排故措施后，在運轉過程中試驗件二倍轉頻過大的現象消失，振動狀態良好，設計點工況穩定運轉時振動速度值小于5 mm/s.

（2）試驗件目測狀態

落實糾正措施后，試驗件軸承端蓋在一個月的運轉過程中未發生松動，如圖14所示，防松標記顯示將軸承端蓋與齒輪軸緊固的螺栓未松脫，試驗件齒面正常，未發生斷齒，回油管路上金屬屑末傳感器無金屬碎屑殘渣。

圖14 防松標記及金屬屑末傳感器

7 結束語

本文針對單嚙合試驗件聯軸器扭斷問題開展了故障分析，主要包括故障現象描述、故障排查及定位、機理分析和糾正措施及驗證。通過故障現象描述和故障定位明確造成本次故障最有可能的原因是在載荷存在波動、軸系間存在裝配誤差、實際過盈接觸面積減小以及內圈與軸頸溫差增大的情況下缺少軸向鎖緊結構。其余有可能造成本次故障的原因是聯軸器剩余不平衡量改變。通過機理分析對故障發生的過程進行分析，分析結果與試驗現象相符。通過糾正措施實施對試驗件及試驗提出改進方案，包括增加軸承端蓋對軸承內圈進行鎖緊，完善報警及停機條件等。通過糾正措施試驗驗證對糾正措施的有效性進行驗證，試驗結果證明糾正措施有效。