航空發動機弧齒錐齒輪斷裂故障分析

陳聰慧，董書惠，郭 勇，王志哲，郭 梅，傅國如，趙開寧

(1.中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015；2.中國航發航空發動機動力傳輸航空科技重點實驗室，沈陽 110015；3.中國航發沈陽黎明航空發動機有限責任公司，沈陽 110043；4.北京航空工程技術研究中心，北京 100076)

1 引言

發動機附件機匣用于安裝并帶動各飛機、發動機附件，起動狀態時將起動扭矩傳遞至發動機高壓轉子，工作狀態時從發動機高壓轉子提取動力，驅動各飛機、發動機附件。附件機匣內的中心傳動錐齒輪是動力傳輸的樞紐，一旦失效將造成整個傳動系統功能喪失，飛行任務中斷。如GE90-115B發動機中心傳動主動錐齒輪在由于局部脫碳產生的高的殘余拉應力和外表面的工作應力共同作用下造成12齒掉塊，導致了發動機空中停車[1]；某發動機中心從動錐齒輪由于三節徑共振造成7齒掉塊，導致了發動機試車中斷[2]；某發動機中央傳動從動錐齒輪由于三節徑共振，多次造成6齒或7齒斷裂，導致了發動機空中停車[3]。

錐齒輪故障模式通常包括剝落、點蝕、膠合、斷齒、輪體斷裂等[4-6]。其中，輪體斷裂是最嚴重的破壞形式[7]，具有隱蔽性、突發性，必須在設計之初重點預防。國內外學者對發動機工作中出現過的多起齒輪輪體斷裂故障進行過深入研究。如GE90-11B發動機動力傳輸齒輪箱錐齒輪斷裂，分析認為這是由于局部脫碳產生的殘余拉應力和工作應力共同作用造成的，后采取噴丸措施解決。渦噴7發動機中央傳動錐齒輪先后出現三起齒輪失效故障，大量理論分析和試驗測量后認為失效原因為共振破壞，后通過修改結構避免了共振的發生。本文探究了某發動機附件機匣中心錐齒輪輪體斷裂故障機理，排查中進行了理化分析、強度和振動特性分析及動應力測量、整機振動響應測量等研究工作。找出了故障原因，并提出了相應的改進措施，可為設計人員開展設計及故障分析提供指導和幫助。

2 故障現象

某型發動機附件機匣中心主動錐齒輪在使用過程中先后三次出現輪體斷裂故障。第一次發生在著陸過程中，發動機空中停車。分解檢查發現，中心主動錐齒輪有5齒掉塊，同時發動機附件機匣殼體在安裝處被打穿，直流電機傳動桿折斷。第二次發生在起飛過程中，發動機發出降轉信號，飛行員中止任務。分解檢查發現，中心主動錐齒輪同樣有5齒掉塊，同時中央傳動桿在下部花鍵處齊根折斷，直流電機傳動桿扭斷。第三次在飛行過程中，發動機報警，高壓轉子轉速下降為零，發動機空中停車。分解檢查發現，中心主動錐齒輪有6齒掉塊，其他齒牙嚴重磨傷，固定螺釘脫落1個，中心從動錐齒輪齒牙嚴重損傷，且有多個齒牙脫落。中心主動錐齒輪故障件形貌分別如圖1所示。

3 故障機理分析

3.1 故障件結構及基本參數

中心主動錐齒輪通過內花鍵與發動機徑向傳動桿聯接，由一個滾棒軸承和一個角接觸球軸承支承，在嚙入側通過噴嘴噴射潤滑油冷卻，如圖2所示。故障件為弧齒錐齒輪，螺旋角15°，齒數25，模數4.781，壓力角20°。

3.2 理化分析

3.2.1 斷口檢查

第一次故障斷口有一包括5個齒的扇形掉塊斷裂(圖3)，與輻板掉塊相約180°對應處還有2個齒于齒根處斷裂，1個齒根部有沿齒輪徑向的裂紋，其余齒牙均瞬斷于齒根上方約3 mm位置。扇形掉塊斷口有明顯的疲勞斷裂特征，如圖4所示。疲勞起源于凸面齒根部的倒棱處，沿徑向向齒輪輻板擴展約15 mm后再沿輻板橫向多次轉向斷裂，疲勞擴展區疲勞弧線清晰密集。斷裂于齒根部的兩個斷齒斷口均呈明顯的雙向疲勞特征，疲勞起源于齒根部。第二次和第三次掉塊的宏觀、微觀特征與第一次的基本相同，屬于同一失效模式。

3.2.2 材質分析

在故障件上取樣，對材料成分進行分析，結果滿足標準要求。對齒面和基體進行硬度檢查，結果滿足圖紙要求。對齒面進行滲碳層檢查，結果也滿足圖紙要求。

3.3 強度分析

圖1 主動錐齒輪故障件形貌Fig.1 Damage features of driving spiral bevel gear

圖2 中心錐齒輪結構示意圖Fig.2 Central spiral bevel gear structure sketch

圖3 斷口宏觀形貌Fig.3 Fracture macroscopic features

圖4 疲勞源區Fig.4 Fatigue source regions

基于航標方法[8-9]進行中心傳動錐齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算。該方法中接觸疲勞強度以齒面最大應力點的接觸應力作為判定齒面抗點蝕能力的依據，強度條件是接觸疲勞強度的計算安全系數不小于接觸強度的最小安全系數。彎曲疲勞強度以載荷作用側齒根危險截面上的最大彎曲應力作為名義齒根應力，并經相應系數修正后作為計算齒根應力；考慮使用條件、要求及尺寸不同將試驗齒輪的彎曲疲勞極限修正后作為許用齒根應力，強度條件是彎曲疲勞強度的計算安全系數不小于彎曲強度的最小安全系數。計算主要參數及結果如表1所示，可見接觸疲勞和彎曲疲勞強度均滿足設計要求。

表1 中心錐齒輪疲勞強度計算結果Table 1 Central spiral bevel gear fatigue strength calculation results

3.4 振動特性分析與測試

弧齒錐齒輪一般情況下重合度為非整數[10]。當重合度大于2小于3時，是2～3齒嚙合交替出現，導致輪齒嚙合剛度周期變化，從而使輪齒嚙合力周期性變化，產生動態激勵。齒輪的固有振動主要有節徑型、節圓型和節徑、節圓復合型三種，但齒輪的破壞多由節徑型振動引起。旋轉齒輪出現節徑型振動時，節徑往往不是靜止的，節徑線相對齒輪盤轉動，即行波振動。節線轉動方向與齒輪轉速方向相同時稱前行波，節線轉動方向與轉速方向相反時稱后行波[11]。齒輪發生行波共振時，前、后行波的共振頻率表示為：

式中：ff為前行波固有振動頻率，fb為后行波固有振動頻率，fd為動頻，f為靜頻，m為節徑數，B為動頻系數，N為齒輪軸轉速。

圖5 主動錐齒輪有限元模型Fig.5 Driving spiral bevel gear FEA model

振動特性分析采用Solid186單元劃分有限元網格，有限元模型見圖5，單元數為148 744，節點數為644 089。振動測試采用單點激勵、多點響應方法進行模態敲擊試驗，使用ME′scopeVES模態分析軟件進行測試。綜合振動特性分析和測試結果表明，中心主動錐齒輪工作轉速范圍內存在二節徑后行波共振，共振頻率為5 898 Hz，共振轉速為14 156 r/min。振型如圖6所示，相對振動應力分布如圖7所示，坎貝爾圖如圖8所示。

圖6 主動錐齒輪二節徑振型Fig.6 Second pitch diameter vibration mode of driving spiral bevel gear

圖7 主動錐齒輪相對振動應力水平分布Fig.7 Relative vibration stress distribution of driving spiral bevel gear

3.5 振動應力測試

圖8 主動錐齒輪振動坎貝爾圖Fig.8 Campbell chart of driving spiral bevel gear

在主動錐齒輪小端靠近齒槽底部位置貼片進行齒根動應力測量。共粘貼應變片10片，其中有7片連續粘貼，另外3片在直徑對應位置，如圖9所示。在測試轉速范圍內，測得振動應力最大值34 MPa，對應轉速14 180～14 300 r/min，振動頻率6 386 Hz，為二節徑后行波共振。三維譜圖如圖10所示，振動應力最大點譜圖如圖11所示。

圖9 應變片粘貼位置示意圖Fig.9 Positions of strain gauge

圖10 振動最大應力三維譜圖Fig.1 0 3D spectrogram of maximum vibration stress

3.6 整機振動測試

齒輪系統的動態激勵分為內部激勵和外部激勵[12]。內部激勵主要包括前文振動特性分析中提到的嚙合力周期性變化產生的激勵，外部激勵由負載阻力矩產生。為尋找是否存在異常的外部激勵源，在飛機上進行了振動測量，但未發現能激起中心主動錐齒輪二節徑振動的異常外部激勵。

圖11 振動最大應力譜圖Fig.1 1 Spectrogram of maximum vibration stress

4 故障原因分析

綜合以上理化分析、疲勞強度計算、振動特性分析、動應力測量及整機振動測量工作，分析故障原因如下：

(1)從錐齒輪疲勞強度計算結果看，齒根彎曲疲勞強度滿足要求。另外，如果是輪齒彎曲疲勞破壞產生的故障，起始部位應在齒根圓弧30°切線方向上，這與三次故障起始部位不符。因此，本次故障不是彎曲疲勞破壞產生的。

(2)振動分析和動應力測量結果表明，錐齒輪在工作轉速范圍內存在二節徑共振，該共振是引起齒輪破壞的主要因素。

(3)從在飛機上進行的振動測量結果看，中心主動錐齒輪振動破壞的激勵源主要來自于齒輪內部激勵。

5 解決措施和驗證情況

根據故障原因，對中心主動錐齒輪進行了改進設計，增加了輻板厚度。改進后的中心主動錐齒輪隨發動機進行了持久試驗，狀態良好。

6 結束語

齒輪設計時應避免工作轉速范圍內存在危險共振，可通過提高重合度、減小傳遞誤差等減小激振力，還可通過輪齒、輪緣及輻板整體優化設計等手段提高齒輪抗力。此外，加工中應特別重視振動應力水平相對較大的齒根部位的質量保證，避免任何形式的缺陷，從而減少振動破壞的發生。