某型齿轮箱单啮合试验件联轴器扭断故障分析

杨昊赟，冯 金，覃 琨，刘晓凡

（中国航发商用航空发动机有限责任公司 机械系统部，上海 201108）

0 引言

齿轮传动在航空发动机中占有重要地位，如航空附件齿轮传动和航空发动机减速器等。在涡轮喷气或涡轮风扇发动机中，航空附件齿轮传动从发动机转子上提取功率，通过发动机附件机匣或飞机附件机匣传动发动机或飞机附件[1]。航空发动机减速器作为涡桨和涡轴发动机重要组成部分，一端连接发动机功率输出轴或动力涡轮轴，一端连接螺桨或直升机传动系统，通过匹配两者的转速，使其协同工作，高效率地传递功率[2]。

相比船舶及风电等其它领域，航空领域中齿轮传动的特点是高的承载能力、苛刻的工作条件和高的可靠性要求，特别是涡扇发动机中所使用的齿轮减速器具有载荷大转速高的特点，设计难度较大。虽然在国外已相对成熟[3，4]，但在国内依然处于理论研究阶段。沈阳发动机研究所对风扇齿轮驱动系统进行了概念设计[5]和初步设计[6]。中国航发商用航空发动机有限责任公司对星型风扇驱动齿轮箱进行了概念设计[7]。

本文以某型齿轮箱单啮合试验件为研究对象，针对其试验过程中出现的联轴器扭断故障现象，进行故障分析，确定了故障原因，并通过理论计算和仿真分析说明了故障模式。

1 故障现象

1.1 故障概述

某型齿轮箱单啮合试验件完成轻载高转速试运转后，开始进行重载高转速试运转。首先进行的3个工况（工况 1，转速 3 200 r/min、扭矩-1 200 N·m；工况 2，转速 3 200 r/min、扭矩-3 000 N·m；工况 3，转速3 200 r/min、扭矩-3 600 N·m）均无任何异常现象，在工况 4（转速 4 000 r/min、扭矩-3 100 N·m）将要进入稳态运行时，试验台噪声突然增大，同时试验件箱体振动数据在2 s内由2 mm/s升到5 mm/s，现场人员听到噪声后立即对加载器进行卸载并用对讲机通知试验中心紧急停机，听到噪声后15~30 s内，试验件主动轮轴与工作齿轮箱之间的联轴器发生断裂，如图1所示。

图1 联轴器故障图

1.2 单啮合试验件分解检查情况

对某型齿轮箱单啮合试验件进行分解检查后发现：

（1）主动轮远离花键端轴承内圈轴向移动脱出滚子接触范围，其安装面高温变色，内孔存在周向摩擦痕迹；沿主动轮所受啮合力方向，轴承滚子已烧结在一起；

（2）主动轮花键端轴承保持架断裂，滚子、内外跑道均出现压溃变形；

（3）主动轮远离花键端轴承配合处轴颈上附着熔化的保持架；

（4）主动轮远离花键端轮齿靠近退刀槽处的齿根出现裂纹；

（5）主动轮远离花键端端盖有摩擦痕迹；

（6）主动轮花键端套筒有摩擦痕迹；

（7）主动轮花键端迷宫密封静子半环有摩擦痕迹；

（8）主动轮花键端迷宫密封安装座有摩擦痕迹。

2 结构介绍

2.1 单啮合试验件结构介绍

单啮合试验件主要零件结构示意图如图2所示。机匣为上下分半设计，方便齿轮轴装配，上机匣与下机匣通过螺栓连接，通过定位销定位；下机匣底部设有安装座和销钉孔用于试验器安装及定位，上机匣上表面设有可拆卸盖板用于观察齿轮啮合情况；主动轮通过两个浮动圆柱滚子轴承承受径向力，被动轮通过两个浮动圆柱滚子轴承承受径向力，通过一个深沟球轴承轴向定位；主动轮和被动轮两端均设有花键传递扭矩；齿轮啮入侧和啮出侧均采用喷射润滑，两侧各4个喷油嘴；支撑主动轮的一对滚子轴承分别由1个喷油嘴进行喷射润滑；远离被动轮花键端的球轴承和滚子轴承共用1个喷油嘴进行喷射润滑，被动轮花键端的滚子轴承由1个单独的喷油嘴进行喷射润滑。

图2 单啮合试验件结构示意图

2.2 试验台结构介绍

单啮合试验件采用功率封闭试验台进行试验，由电机、增速齿轮箱、试验件、工作齿轮箱、加载器、联轴器、试验件油站、数据采集系统、公共油水系统、电力系统等组成，其示意图如图3所示。

图3 试验台示意图

3 故障排查

以联轴器扭转故障为顶事件，按照逻辑关系绘制故障树，如图4所示。其中带●项为已排除的故障原因，带★为需要进一步分析的原因，带问号的为可能引起故障发生的底事件，其余为重复列出的故障原因。

图4 故障树总图

4 故障定位

4.1 可排除故障

4.1.1 工作齿轮箱问题

由于现场测试人员在调试过程中未发现工作齿轮箱振动监测数据有异常，且在故障后的分解检查中未发现异常现象，因此排除“工作齿轮箱问题”。

4.1.2 联轴器本身问题

对于“联轴器本身问题”，故障发生前，试验件在更高扭矩和更高转速工况下正常运转，同时在故障发生时相同工况下已运行一段时间，因此可排除“强度不够”、“动平衡较差”和“靠近临界转速”三项原因；分解检查时未在联轴器内孔发现异物，因此排除“内孔异物”原因；通过联轴器断口分析显示断裂原因为外力过大或结构失稳，因此排除联轴器“疲劳断裂”原因。

4.1.3 试验齿轮箱问题

对于“试验齿轮箱问题”，故障发生前在相同工况下已正常运转一段时间，而且设计过程中的模态分析结果也表明该转速未靠近临界转速，因此排除“靠近临界转速”原因；分解检查时在齿面未发现夹杂异物后的凹痕，因此排除“啮合处夹杂异物”原因。分解检查时在轴承外圈安装座上未发现异常，因此排除“轴承支撑刚度变化”原因。

对于“齿轮轴发生故障”问题，在分解检查时未发现“断齿”、“胶合”、“齿面疲劳”以及“永久变形”等现象，同时检查齿面时发现齿面耗损在正常范围内，因此排除这些原因；轮齿强度分别经过ISO6336及HB/Z93两种标准校核合格且最大扭矩状态下的最小安全裕度为15%，因此承载能力满足要求，试验过程中出故障前并未调节试验工况，故载荷并未增大，分解检查时在齿面未发现夹杂异物，虽然齿面出现裂纹，通过上述分析可排除裂纹是造成齿轮轴发生故障的原因，齿面裂纹应为故障发生后产生的结果。综上所述，最终排除“齿轮轴发生故障”原因。

对于“轴承发生故障”问题，轴承内圈跑道与滚子之间的摩擦系数小于轴承内圈与轴承安装座之间的摩擦系数，且轴承内圈跑道并无压溃现象，因此滚子通过摩擦力传导至轴承内圈上的轴向力并未增加，排除可引起“轴承内圈脱出”的“轴向力增大”原因；故障发生前在更高转速工况下轴承可正常运转，因此排除可引起“轴承保持架损坏”的“转速过高”原因；保持架断口分析报告显示断口原因为过载，因此排除可引起“轴承保持架损坏”的“疲劳断裂”原因；故障发生时测扭仪的数据进行检查未发现扭矩增大，因此排除因“扭矩变化”引起“载荷增大”导致“轴承过热”；轴承温度升高发生在扭矩突降之后的2~3 s，所以轴承温度升高与扭矩突降是有因果关系的，造成轴承温度升高的原因需同时造成扭矩突降。然而试验件油路中的杂质无法直接或间接导致扭矩突降，因此排除因“油路中的杂质”引起“夹杂异物”导致“轴承过热”；分解检查时在轴承喷嘴内未发现异物，因此排除“喷嘴堵塞”引起“供油不足”导致“轴承过热”；故障发生时压力传感器的数据进行检查未发现下降，因此排除“供油压力下降”引起“供油不足”导致“轴承过热”。

4.2 故障定位

经过初步排查，可能引起故障发生的事件主要在联轴器本身问题和试验齿轮箱问题中，其中联轴器本身问题主要为联轴器剩余不平衡量改变；齿轮箱问题主要为轴承发生故障，可能引起轴承发生故障的底事件有五个，分别为：

（1）轴承内圈受到载荷波动；

（2）轴系间装配误差；

（3）无轴向锁紧结构；

（4）过盈接触面积减小；

（5）内圈与轴颈温差增大。

4.2.1 轴承内圈受到载荷波动

根据试验数据可知在试验过程中单啮合试验件输入输出轴扭矩一直在波动，可分辨的波动范围为传递扭矩的0.5%~1.3%之间，波动频率为0.4 Hz~2 Hz之间。造成载荷波动的原因有很多，转速改变、轴系装配误差、加载器油压变化、零件加工误差等均会造成载荷波动。

为验证载荷波动对主动轮远离花键端轴承内圈的影响，采用DYNA软件进行仿真分析。设主动轮远离花键端轴承内圈与轴颈为接触配合，轴承径向载荷为 T1+T2× sin（2π × ω × t）（N），其中 T1为最大扭矩状态轴承所受理论径向载荷，波动范围T2根据调试数据取±5%，波动频率ω取最大扭矩状态转频，此时主动轮远离花键端轴承内圈有脱出的现象，由此可判断载荷波动有可能造成主动轮远离花键端轴承内圈脱出。

4.2.2 轴承间装配误差

单啮合试验台为功率封闭试验台，试验件与工作齿轮箱间通过联轴器连接，并通过激光对中仪及千分表进行对中。单啮合试验件主动轮与工作齿轮箱1之间联轴器如图6所示，装配过程中径向偏移量为0.017 mm，端面跳动量为0.01 mm，精度等级为5~6级，如图7所示。结合联轴器长度和端面直径，计算出最大安装偏转角为0.004 5°.

图6 联轴器截面图

图7 径向偏移量和端面跳动量

为验证轴系间装配误差对主动轮远离花键端轴承内圈的影响，采用DYNA软件进行仿真分析。为加快计算速度，设主动轮远离花键端轴承内圈与轴颈为接触配合，轴承径向载荷为零，联轴器偏转角度为0.1°，此时主动轮远离花键端轴承内圈有脱出的现象，由此可判断轴系间装配误差有可能造成主动轮远离花键端轴承内圈脱出。

4.2.3 无轴向锁紧结构

对于“无轴向锁紧结构”的分析，首先检查试验件尺寸实测值，包括主动轮远离花键端轴承安装处轴颈的尺寸公差及形位公差、轴承内圈的尺寸公差，测量结果如表1所示。

表1 主动轮远离花键端相关尺寸

根据《GB／T 5371-2004极限与配合、过盈配合的计算和选用》[8]，该处所需最小过盈量为0.016 mm.通过对比可知主动轮远离花键端轴颈尺寸符合图样要求，相配的轴承内圈尺寸满足设计要求，二者过盈量实测值符合要求。

由于主动轮远离花键端轴承内圈采用过盈连接方式进行轴向定位，因此当外部原因使轴承内圈有脱出趋势时，在没有轴向锁紧结构的情况下轴承内圈会继续脱出。

4.2.4 过盈接触面积减小

轴承内圈与轴颈间的理论过盈配合面是一个完整的圆柱面，但由于加工及装配误差的存在，实际过盈配合面是一个非完整的圆柱面。考虑到工程中通常不会用三坐标测量仪对轴承内圈与轴颈进行逐点扫描并建立实际轮廓面，因此在仿真过程中采用ABAQUS软件将理论过盈配合面面积减小至原来的1/2、1/3及1/4来进行对比，对比数据见表2.

表2 不同接触面积下的接触反力

根据对比数据可知，当过盈接触面积减小时，轴承内圈与轴颈间的接触反力减小，即等效过盈量减小。

4.2.5 内圈与轴颈温差增大

根据试验数据可知在试验过程中曾打开试验件油站的冷却水循环，供油温度从10：20：58的48℃开始降低并导致供油压力从0.26 MPa开始升高。在10：24：43供油压力升至0.4 MPa时调低供油压力至0.3 MPa，由此导致回油温度加速升高，由10：24：54的43℃持续上升至10：26：49的50℃.该操作会导致供油量突然减少以及轴承温度提高，从而使主动轮远离花键端轴承内圈与主动轮轴颈的温差在短时间内增加，但由于无法对温差的具体数值进行仿真分析，因此仅对温差造成的过盈量变化进行仿真分析。采用ABAQUS软件分析时取供油温度40℃为环境温度，20℃为装配温度，通过计算可知在轴承内圈脱出时的工况下轴承内圈与齿轮轴间所需的过盈量为0.009 mm，接触反力为26 kN.随着温差不断增大过盈所产生的接触反力也在不断减小，当温差达到9℃时过盈量不满足要求，当温差达到21℃时过盈完全失效。

综上所述，突然调低供油压力会导致供油量降低，进而导致主动轮远离花键端轴承内圈与主动轮轴颈的温差在短时间内增加，并最终造成过盈量减小甚至不满足要求。

4.2.6 联轴器剩余不平衡量改变

采用DYNA软件进行仿真分析。仿真结果显示联轴器剩余不平衡量改变会造成主动轮远离花键端轴承内圈脱开，但由于联轴器已严重损坏，且试验过程中并未在联轴器上设置电涡流传感器，因此无法判断是否由于紧固件松脱导致剩余不平衡量改变。

5 机理分析

5.1 故障分析

本节针对故障排查及故障定位中未提及的分析过程进行说明，以此支撑对故障模式的分析结果。

5.1.1 主动轮轴线偏斜造成扭矩突然同时下降

通过对调试数据进行分析可知，在10：31：49输入输出轴扭矩突然同时出现约500 N·m的下降，25 s后联轴器扭断。在故障发生后对试验台进行检查，并未发现试验件输入输出轴外的传动链出现问题，故只能由试验件出现问题造成扭矩同时降低，如断齿或轴承故障等。

当主动轮远离花键端轴承内圈脱出，主动轮在啮合力的作用下发生偏斜并造成其与被动轮的中心距发生变化，由此导致齿轮啮合线上出现一个间隙。为了补偿这个间隙，主动轮出现空转现象从而导致扭矩发生突变。功率封闭传动链中变形最大部分为细长扭力轴，在不考虑其他齿轮轴和联轴器变形的情况下，根据主动轮扭矩的变化量可计算出扭力轴扭转角度的变化量，从而计算出主动轮发生空转的角度。通过主动轮空转的角度可以推出主动轮轴线发生偏斜的角度范围，从而验证扭矩突降的过程。

在主动轮远离花键端轴承内圈脱出滚子接触区域直至轴承滚子与轴颈发生碰磨的过程中，主动轮轴线倾斜角度有三个临界值，分别是：（a）主动轮远离花键端轴承内圈脱出后主动轮花键端轴承在游隙范围内出现最大倾角的0.065°~0.151°；（b）主动轮远离花键端轴承内圈脱出后滚子恰好与轴颈接触时的1.57°；（c）滚子与轴颈碰磨后，轴承滚子磨损出斜面，此时轴线偏移角度为的2.5°.

当主动轮扭矩出现500 N·m下降时，假设其全部由扭力轴扭转变形引起，扭力轴的扭转角度为0.2676°，根据传动比反推出主动轮的扭转角度为0.8577°，换算到啮合线上的长度后投影到中心矩上的长度为3.074 mm.由主动轮轴线倾斜引起的等效中心矩变动很难计算出准确值，因此以主动轮花键端轴承为原点，分别以人字齿退刀槽中点及远离花键端轮齿端面为终点沿垂直于被动轮轴线方向移动3.074 mm，从而求出终点绕原点旋转的角度范围为0.8697°~1.499°.

由扭矩下降推出的主动轮轴线偏斜角度范围恰好和主动轮远离花键端轴承内圈刚刚脱出滚子接触区域且轴承滚子未与轴颈发生碰磨时主动轮轴线的偏斜角度范围重合，由此推断主动轮远离花键端轴承内圈脱出滚子接触区域会造成试验件输入输出轴扭矩突降，与试验现象相符。

5.1.2 齿根裂纹及齿面磨损时的齿面接触分析

通过对单啮合试验件进行分解检查，发现主动轮远离花键端轮齿靠近退刀槽处的齿根附近出现齿面耗损及裂纹，主动轮花键端轮齿靠近端面的齿根附近出现齿面耗损，被动轮花键端轮齿靠近退刀槽处的齿顶附近出现齿面耗损，被动轮远离花键端轮齿靠近端面处的齿顶附近出现齿面耗损。通过ABAQUS软件对主动轮远离花键端轴承内圈脱出滚子接触区域后的啮合状态进行接触分析，分析结果与试验结果相符，如图9和图10所示。

图9 主动轮齿面接触分析结果与试验现象对比

图10 被动轮齿面接触分析结果与试验现象对比

5.2 故障模式

通过上述理论计算及仿真分析可推测试验件故障模式。如图11所示，10：31：49试验件输入输出轴扭矩同时出现下降是由于主动轮远离花键端轴承内圈脱出滚子接触区域引起的。轴承内圈脱出后主动轮支撑形式由简支变为花键侧轴承悬臂支撑，在啮合力的作用下主动轮轴线发生倾斜，主动轮与被动轮中心距变大导致沿啮合线出现间隙，主动轮空转补偿啮合线间隙使得整个功率封闭传动链扭转角发生变化，从而导致输入输出轴扭矩同时出现下降。

图11 输入输出轴扭矩同时下降后的调试数据

试验件输入输出扭矩同时下降后，由于啮合相位发生变化，试验件功率损失增大，主动轮与被动轮转速降低，主动轮与被动轮扭矩差值增大；回油温度开始升高，由于供油量不超过40 L/min，且油箱内滑油约有400 L，同时考虑到回油管路的散热，因此进油温度无明显变化；主动轮支撑形式由简支变为花键侧轴承悬臂支撑，主动轮花键端轴承载荷增大，考虑到轴承外圈的导热速度，约3 s后主动轮花键端轴承温度开始上升；主动轮远离花键端轴承内圈脱出滚子接触区域，由于滚子不再受力，因此主动轮远离花键端轴承温度无变化，轴承内圈与主动轮远离花键端轴承滑油喷嘴发生碰磨，从而导致进油压力升高。

试验件输入输出轴扭矩同时下降后约10 s，随着主动轮轴线倾斜角的逐渐增大，主动轮花键端轴承滚子与保持架发生碰磨，试验件功率损失逐渐增大。随后主动轮花键端轴承保持架断裂并弹开，试验件功率损失降低。试验件输入输出轴扭矩同时下降后约25 s，随着主动轮轴线倾斜角的逐渐增大，主动轮转静子间发生碰磨，主动轮远离花键端轴承滚子与主动轮轴颈发生碰磨，联轴器发生断裂。

6 纠正措施及验证

6.1 试验件改进方案

受轴承径向游隙的限制，无法通过增加过盈量的方式防止轴承内圈松脱，因此在轴承内圈外侧增加压紧端盖，通过螺栓及防松垫圈提供压紧力，如图12所示。

图12 试验件改进方案

6.2 试验改进方案

为降低试验风险，完善运转过程中由试验件触发的报警及停机条件：

（1）试验箱滑油进口压力瞬时变化超过10%且保持2 s以上则停机；

（2）个别轴承温升速度超过0.5℃/s报警，持续升高2 s以上则停机；

（3）相同工况下轴承温度或回油温度较前期提高10%报警，提高20%停机；

（4）输入输出轴扭矩在稳定工况时出现同时升高或降低超过5%则停机；

（5）输入输出轴扭矩出现一升一降且变化量超过3%则停机；

（6）振动速度大于5 mm/s报警，大于15 mm/s停机；

（7）相同工况下振动速度较前期提高20%报警，提高100%停机；

（8）运转过程中出现接近转频的周期性异响则停机。

6.3 纠正措施验证

对纠正措施的验证采用仿真计算验证和试验实施验证。

6.3.1 仿真计算验证

采用DYNA软件对落实纠正措施后的试验件进行相应工况下的仿真分析。图13为主动轮远离花键轴承端盖的最大应力和应变云图。在仿真分析过程中，主动轮远离花键端轴承内圈未脱出，轴承端盖的最大应力为213.6 MPa，最大应变为0.12 mm.

端盖材料为40 Cr，材料极限强度为980 MPa，屈服强度为785 MPa，轴承端盖工作应力为屈服强度的27.2%，满足要求。

图13 轴承端盖仿真分析结果

6.3.2 试验实施验证

在落实纠正措施后，试验正转和反转均运转到试验件的最大扭矩、最高转速、最大功率等工况，试验现象与数据均无异常。试验台在各工况下运转近60 h，试验件振动情况良好，稳态运转时振动数据低于振动报警值，振动频谱中一阶转频起主导作用，振动数值稳定，未发生轴承内圈脱出或断轴现象。

（1）振动数据对比

发生故障前，在运转过程中试验件二倍转频对应振动幅值远大于转频对应振动幅值，有明显的轴线偏斜现象。落实排故措施后，在运转过程中试验件二倍转频过大的现象消失，振动状态良好，设计点工况稳定运转时振动速度值小于5 mm/s.

（2）试验件目测状态

落实纠正措施后，试验件轴承端盖在一个月的运转过程中未发生松动，如图14所示，防松标记显示将轴承端盖与齿轮轴紧固的螺栓未松脱，试验件齿面正常，未发生断齿，回油管路上金属屑末传感器无金属碎屑残渣。

图14 防松标记及金属屑末传感器

7 结束语

本文针对单啮合试验件联轴器扭断问题开展了故障分析，主要包括故障现象描述、故障排查及定位、机理分析和纠正措施及验证。通过故障现象描述和故障定位明确造成本次故障最有可能的原因是在载荷存在波动、轴系间存在装配误差、实际过盈接触面积减小以及内圈与轴颈温差增大的情况下缺少轴向锁紧结构。其余有可能造成本次故障的原因是联轴器剩余不平衡量改变。通过机理分析对故障发生的过程进行分析，分析结果与试验现象相符。通过纠正措施实施对试验件及试验提出改进方案，包括增加轴承端盖对轴承内圈进行锁紧，完善报警及停机条件等。通过纠正措施试验验证对纠正措施的有效性进行验证，试验结果证明纠正措施有效。