燃氣渦輪起動機減速器齒輪斷齒分析

黃珍珍 ， 滕旭東 ， 符三華

（1.中國航發(fā)常州蘭翔機械有限責任公司，江蘇 常州 213022；2.空軍裝備部駐常州地區(qū)軍事代表室，江蘇 常州 213022）

0 引言

燃氣渦輪起動機是一種帶自由渦輪的小型渦軸發(fā)動機，主要用于發(fā)動機的地面起動、冷運轉、假開車、啟封、油封等。其功率和轉速通過與動力渦輪軸相連的彈性軸傳遞給減速器，經(jīng)減速器將功率和轉速傳遞給飛附傳動箱。減速器齒輪系為兩級星形傳動，功率分三路傳遞。輸入主動齒輪通過彈性軸花鍵與動力渦輪轉子相連，并與3 個均布的中間雙齒輪相嚙合，經(jīng)中間雙齒輪二級齒輪和從動齒輪，將轉速和功率通過斜撐式超越離合器傳遞給飛附傳動箱，從而起動主發(fā)動機。結構圖如圖1 所示。

文獻[1-5]給出了工程應用中常見的零件裂紋及失效形式，有疲勞、材料缺陷、腐蝕等各類失效模式。齒輪斷齒分析均可以通過常規(guī)的失效分析手段進行，包括宏微觀檢查、組織檢查等。本次故障主動齒輪輪齒全部斷裂，除了采用失效分析手段以外，還采用KISSsoft 軟件定性分析輸入級齒輪副的嚙合應力變化趨勢，準確定位。本研究通過對齒輪故障件的斷齒形貌檢查、計算分析，確定斷齒的原因，并制定改進措施解決該故障。

1 形貌及模式分析

1.1 外觀檢查

圖 1 減速器傳動簡圖Fig.1 Transmission diagram of retarder

宏觀目視檢查發(fā)現(xiàn)，主動齒輪的15 齒全部斷裂，螺母與主動齒輪配合一側出現(xiàn)擠壓磨損，如圖2所示。彈性軸定位段出現(xiàn)嚴重膠合（圖3）。

圖 2 主動齒輪及螺母Fig.2 Driving gear and nut

圖 3 彈性軸Fig.3 Elastic transmission shaft

主動齒輪齒底斷裂的2 個斷口斷面平坦，可見清晰的疲勞弧線（圖4）。螺母配合一端殘留輪齒高于碾平高度的二次損傷斷裂斷口粗糙，斷面上擠壓變形嚴重，個別斷口上可見疲勞弧線（圖5）。主動齒輪上與螺母配合一側的輪齒端面磨損嚴重。根據(jù)該情況判斷，殘留輪齒上的二次斷裂及開裂現(xiàn)象均為故障發(fā)生時碾磨擠壓導致。

1.2 金相組織檢查

通過電子顯微鏡觀察主動齒輪，輪齒斷口可見清晰的疲勞弧線，起源于距配合一側端面約4.26 mm（嚙合寬度約10 mm）的工作面，呈點源特征，源區(qū)未見冶金缺陷，擴展區(qū)可見疲勞條帶（圖6）。

圖 4 主動齒輪斷裂外觀Fig.4 Appearance of the fractured driving gear

圖 5 殘留輪齒二次斷裂斷口形貌Fig.5 Appearance of secondary fracture of residual gear teeth

1.3 模式分析

主動齒輪出現(xiàn)斷齒，中間雙齒輪齒底出現(xiàn)開裂。主動齒輪斷齒和中間雙齒輪的裂紋均位于齒底，呈現(xiàn)“挖根式”斷裂或開裂，裂紋斷口平坦，可見典型的疲勞弧線，說明主動齒輪斷裂和中間雙齒輪開裂性質均為輪齒彎曲疲勞[6-7]。主動齒輪先發(fā)生了疲勞斷齒，其發(fā)生輪齒彎曲疲勞斷裂掉齒后導致主動輪嚙合段磨損剔齒等后續(xù)損傷。彎曲疲勞失效主要可能與其承受了較大的振動沖擊等工作載荷有關[8]。

2 計算分析

根據(jù)設計要求，彈性軸與動力渦輪轉子花鍵為0～0.10 過盈配合，用沿N 方向（圖7）對彈性軸后花鍵端面（5±2） mm 處施加98～147 N 的載荷時（分別在2 個相互垂直的平面內施加），彈性軸相對于轉子不能用徑向位移的辦法來檢查裝配的正確性。徑向位移偏大會直接導致輪系偏載。復查故障機裝配時彈性軸與動力渦輪轉子花鍵配合為間隙配合。

圖 6 主動齒輪殘留輪齒上斷口微觀形貌Fig.6 Microscopic feature of residual tooth fracture of the driving gear

圖 7 彈性軸加載位置Fig.7 Location of the elastic transmission shaft

如果彈性軸偏斜量大于輸入主動齒輪浮動量時會使輸入主動齒輪發(fā)生偏斜，進而導致一級齒輪副嚙合發(fā)生偏載，故在輸入主動齒輪偏斜情況下采用KISSsoft 軟件定性分析輸入級齒輪副的嚙合應力變化趨勢[9]。

采用ISO6336 標準在大發(fā)冷運轉狀態(tài)下定性分析輸入主動齒輪（不考慮輸入主動齒輪0.07～0.11 mm 浮動量）沿軸線偏斜0、0.01、0.02、0.04、0.06 mm 時的接觸應力和彎曲應力齒輪嚙合應力變化趨勢。齒輪16Cr3NiWMoVNbE 棒材技術標準規(guī)定的強度為1 275 MPa[10-12]。采用ISO6336標準計算強度，輸入級齒輪副的齒面接觸應力許用值為1 651.1 MPa，彎曲應力許用值為620.5 MPa。計算結果如表1 所示。其中應力分布如圖8、圖9所示。

表 1 徑向偏斜位移值對應的接觸應力和彎曲應力Table 1 Contact stress and bend stress with radial displacement

根據(jù)計算分析可知，隨著徑向偏斜位移值的增大，齒輪沿其齒寬方向的嚙合性變差，齒面局部接觸應力和齒根彎曲應力增大，位置為輸入主動齒輪前端嚙入?yún)^(qū)域，與故障件損傷位置一致。當偏斜量為0.02 mm 時，齒面接觸應力不滿足使用要求，齒根彎曲應力滿足使用要求；當徑向偏斜量超過0.043 mm 時，齒面接觸應力和齒根彎曲應力均不滿足使用要求。

圖 8 徑向偏斜位移值不同時齒面接觸應力分布Fig.8 Distribution of contact stress with radial displacement

圖 9 徑向偏斜位移值不同時齒根彎曲應力分布Fig.9 Distribution of bend stress with radial displacement

彈性軸歪斜后將導致3 個中間雙齒輪偏載，齒面接觸應力、齒根彎曲應力均增大和非工作面受擠壓，此為導致齒輪斷齒失效的直接原因。

3 振動試驗

選用一臺試驗機，在減速器中機匣上分別設置垂直振動測點和水平振動測點，動力渦輪軸內花鍵與彈性軸前花鍵滾棒間尺寸差按間隙0.032 mm選配，彈性軸所測加載徑向位移為0.02～0.03 mm，分別在起動機狀態(tài)、大發(fā)冷運轉狀態(tài)、大發(fā)起動狀態(tài)進行振動測量試驗。試驗結果表明：彈性軸前花鍵間隙配合，大發(fā)起動狀態(tài)時，渦輪轉子振動超限，并存在3 個峰值點，持續(xù)時間1～2 s。彈性軸前花鍵與動力渦輪軸內花鍵為間隙配合時，直接導致動力渦輪組件垂直方向振動增大。

4 故障原因及機理

彈性軸前花鍵與動力渦輪軸內花鍵未按過盈配合要求而采用間隙配合，導致渦輪轉子組件振動增大，加劇彈性軸前花鍵磨損、定位段單向膠合，進而導致安裝在彈性軸上的輸入主動齒輪產(chǎn)生歪斜，惡化了齒輪副嚙合狀態(tài)，齒輪接觸應力和彎曲應力顯著增加，最終產(chǎn)生疲勞斷齒。彈性軸徑向位移未按要求進行控制，徑向位移偏大直接導致齒輪副偏載。

通過振動試驗及彈性軸加載徑向位移對比試驗可知：彈性軸前花鍵與動力渦輪軸內花鍵間隙配合，會導致動力渦輪轉子振動和彈性軸偏斜量增大。振動增大反過來促使彈性軸前花鍵與動力渦輪軸內花鍵磨損加劇，同時導致定位段與動力渦輪軸內孔單向碰磨膠合，彈性軸偏斜量不斷增大，直至超出輸入主動齒輪浮動量的補償能力，導致輪系偏載，使齒輪接觸應力和彎曲應力增大，當接觸應力和彎曲應力超出許用值時，齒面發(fā)生剝落，齒根產(chǎn)生裂紋，最終導致齒輪斷齒失效。

5 改進措施

1）按設計要求嚴格控制彈性軸前花鍵與動力渦輪轉子的過盈配合，調整為彈性軸鍍銀前5～40 μm 過盈選配要求。

2）嚴格按設計要求在彈性軸加載試驗時徑向位移測量位置，執(zhí)行彈性軸加載徑向位移的檢測要求，保持彈性軸裝配質量。

3）增加齒輪噴丸處理，進一步加強齒輪系的抗疲勞性能。

6 結論

1）減速器齒輪輪齒斷裂性質為彎曲疲勞。

2）減速器齒輪輪齒斷裂原因是彈性軸前花鍵配合由過盈配合變?yōu)殚g隙配合導致了徑向位移和渦輪轉子振動顯著增大。

3）彈性軸徑向位移偏大直接導致齒輪副偏載，齒輪接觸應力和彎曲應力增大。