楊昊赟，馮 金，覃 琨，劉曉凡

（中國航發(fā)商用航空發(fā)動(dòng)機(jī)有限責(zé)任公司 機(jī)械系統(tǒng)部，上海 201108）

0 引言

齒輪傳動(dòng)在航空發(fā)動(dòng)機(jī)中占有重要地位，如航空附件齒輪傳動(dòng)和航空發(fā)動(dòng)機(jī)減速器等。在渦輪噴氣或渦輪風(fēng)扇發(fā)動(dòng)機(jī)中，航空附件齒輪傳動(dòng)從發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子上提取功率，通過發(fā)動(dòng)機(jī)附件機(jī)匣或飛機(jī)附件機(jī)匣傳動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)或飛機(jī)附件[1]。航空發(fā)動(dòng)機(jī)減速器作為渦槳和渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)重要組成部分，一端連接發(fā)動(dòng)機(jī)功率輸出軸或動(dòng)力渦輪軸，一端連接螺槳或直升機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)，通過匹配兩者的轉(zhuǎn)速，使其協(xié)同工作，高效率地傳遞功率[2]。

相比船舶及風(fēng)電等其它領(lǐng)域，航空領(lǐng)域中齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)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(fā)動(dòng)機(jī)中所使用的齒輪減速器具有載荷大轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)難度較大。雖然在國外已相對(duì)成熟[3，4]，但在國內(nèi)依然處于理論研究階段。沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)研究所對(duì)風(fēng)扇齒輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了概念設(shè)計(jì)[5]和初步設(shè)計(jì)[6]。中國航發(fā)商用航空發(fā)動(dòng)機(jī)有限責(zé)任公司對(duì)星型風(fēng)扇驅(qū)動(dòng)齒輪箱進(jìn)行了概念設(shè)計(jì)[7]。

本文以某型齒輪箱單嚙合試驗(yàn)件為研究對(duì)象，針對(duì)其試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的聯(lián)軸器扭斷故障現(xiàn)象，進(jìn)行故障分析，確定了故障原因，并通過理論計(jì)算和仿真分析說明了故障模式。

1 故障現(xiàn)象

1.1 故障概述

某型齒輪箱單嚙合試驗(yàn)件完成輕載高轉(zhuǎn)速試運(yùn)轉(zhuǎn)后，開始進(jìn)行重載高轉(zhuǎn)速試運(yùn)轉(zhuǎn)。首先進(jìn)行的3個(gè)工況（工況 1，轉(zhuǎn)速 3 200 r/min、扭矩-1 200 N·m；工況 2，轉(zhuǎn)速 3 200 r/min、扭矩-3 000 N·m；工況 3，轉(zhuǎn)速3 200 r/min、扭矩-3 600 N·m）均無任何異常現(xiàn)象，在工況 4（轉(zhuǎn)速 4 000 r/min、扭矩-3 100 N·m）將要進(jìn)入穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)，試驗(yàn)臺(tái)噪聲突然增大，同時(shí)試驗(yàn)件箱體振動(dòng)數(shù)據(jù)在2 s內(nèi)由2 mm/s升到5 mm/s，現(xiàn)場人員聽到噪聲后立即對(duì)加載器進(jìn)行卸載并用對(duì)講機(jī)通知試驗(yàn)中心緊急停機(jī)，聽到噪聲后15~30 s內(nèi)，試驗(yàn)件主動(dòng)輪軸與工作齒輪箱之間的聯(lián)軸器發(fā)生斷裂，如圖1所示。

圖1 聯(lián)軸器故障圖

1.2 單嚙合試驗(yàn)件分解檢查情況

對(duì)某型齒輪箱單嚙合試驗(yàn)件進(jìn)行分解檢查后發(fā)現(xiàn)：

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

（2）主動(dòng)輪花鍵端軸承保持架斷裂，滾子、內(nèi)外跑道均出現(xiàn)壓潰變形；

（3）主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承配合處軸頸上附著熔化的保持架；

（4）主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒根出現(xiàn)裂紋；

（5）主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端端蓋有摩擦痕跡；

（6）主動(dòng)輪花鍵端套筒有摩擦痕跡；

（7）主動(dòng)輪花鍵端迷宮密封靜子半環(huán)有摩擦痕跡；

（8）主動(dòng)輪花鍵端迷宮密封安裝座有摩擦痕跡。

2 結(jié)構(gòu)介紹

2.1 單嚙合試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)介紹

單嚙合試驗(yàn)件主要零件結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。機(jī)匣為上下分半設(shè)計(jì)，方便齒輪軸裝配，上機(jī)匣與下機(jī)匣通過螺栓連接，通過定位銷定位；下機(jī)匣底部設(shè)有安裝座和銷釘孔用于試驗(yàn)器安裝及定位，上機(jī)匣上表面設(shè)有可拆卸蓋板用于觀察齒輪嚙合情況；主動(dòng)輪通過兩個(gè)浮動(dòng)圓柱滾子軸承承受徑向力，被動(dòng)輪通過兩個(gè)浮動(dòng)圓柱滾子軸承承受徑向力，通過一個(gè)深溝球軸承軸向定位；主動(dòng)輪和被動(dòng)輪兩端均設(shè)有花鍵傳遞扭矩；齒輪嚙入側(cè)和嚙出側(cè)均采用噴射潤滑，兩側(cè)各4個(gè)噴油嘴；支撐主動(dòng)輪的一對(duì)滾子軸承分別由1個(gè)噴油嘴進(jìn)行噴射潤滑；遠(yuǎn)離被動(dòng)輪花鍵端的球軸承和滾子軸承共用1個(gè)噴油嘴進(jìn)行噴射潤滑，被動(dòng)輪花鍵端的滾子軸承由1個(gè)單獨(dú)的噴油嘴進(jìn)行噴射潤滑。

圖2 單嚙合試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)示意圖

2.2 試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)介紹

單嚙合試驗(yàn)件采用功率封閉試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)，由電機(jī)、增速齒輪箱、試驗(yàn)件、工作齒輪箱、加載器、聯(lián)軸器、試驗(yàn)件油站、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、公共油水系統(tǒng)、電力系統(tǒng)等組成，其示意圖如圖3所示。

圖3 試驗(yàn)臺(tái)示意圖

3 故障排查

以聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)故障為頂事件，按照邏輯關(guān)系繪制故障樹，如圖4所示。其中帶●項(xiàng)為已排除的故障原因，帶★為需要進(jìn)一步分析的原因，帶問號(hào)的為可能引起故障發(fā)生的底事件，其余為重復(fù)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(xiàn)場測試人員在調(diào)試過程中未發(fā)現(xiàn)工作齒輪箱振動(dòng)監(jiān)測數(shù)據(jù)有異常，且在故障后的分解檢查中未發(fā)現(xiàn)異常現(xiàn)象，因此排除“工作齒輪箱問題”。

4.1.2 聯(lián)軸器本身問題

對(duì)于“聯(lián)軸器本身問題”，故障發(fā)生前，試驗(yàn)件在更高扭矩和更高轉(zhuǎn)速工況下正常運(yùn)轉(zhuǎn)，同時(shí)在故障發(fā)生時(shí)相同工況下已運(yùn)行一段時(shí)間，因此可排除“強(qiáng)度不夠”、“動(dòng)平衡較差”和“靠近臨界轉(zhuǎn)速”三項(xiàng)原因；分解檢查時(shí)未在聯(lián)軸器內(nèi)孔發(fā)現(xiàn)異物，因此排除“內(nèi)孔異物”原因；通過聯(lián)軸器斷口分析顯示斷裂原因?yàn)橥饬^大或結(jié)構(gòu)失穩(wěn)，因此排除聯(lián)軸器“疲勞斷裂”原因。

4.1.3 試驗(yàn)齒輪箱問題

對(duì)于“試驗(yàn)齒輪箱問題”，故障發(fā)生前在相同工況下已正常運(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)間，而且設(shè)計(jì)過程中的模態(tài)分析結(jié)果也表明該轉(zhuǎn)速未靠近臨界轉(zhuǎn)速，因此排除“靠近臨界轉(zhuǎn)速”原因；分解檢查時(shí)在齒面未發(fā)現(xiàn)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(shí)在軸承外圈安裝座上未發(fā)現(xiàn)異常，因此排除“軸承支撐剛度變化”原因。

對(duì)于“齒輪軸發(fā)生故障”問題，在分解檢查時(shí)未發(fā)現(xiàn)“斷齒”、“膠合”、“齒面疲勞”以及“永久變形”等現(xiàn)象，同時(shí)檢查齒面時(shí)發(fā)現(xiàn)齒面耗損在正常范圍內(nèi)，因此排除這些原因；輪齒強(qiáng)度分別經(jīng)過ISO6336及HB/Z93兩種標(biāo)準(zhǔn)校核合格且最大扭矩狀態(tài)下的最小安全裕度為15%，因此承載能力滿足要求，試驗(yàn)過程中出故障前并未調(diào)節(jié)試驗(yàn)工況，故載荷并未增大，分解檢查時(shí)在齒面未發(fā)現(xiàn)夾雜異物，雖然齒面出現(xiàn)裂紋，通過上述分析可排除裂紋是造成齒輪軸發(fā)生故障的原因，齒面裂紋應(yīng)為故障發(fā)生后產(chǎn)生的結(jié)果。綜上所述，最終排除“齒輪軸發(fā)生故障”原因。

對(duì)于“軸承發(fā)生故障”問題，軸承內(nèi)圈跑道與滾子之間的摩擦系數(shù)小于軸承內(nèi)圈與軸承安裝座之間的摩擦系數(shù)，且軸承內(nèi)圈跑道并無壓潰現(xiàn)象，因此滾子通過摩擦力傳導(dǎo)至軸承內(nèi)圈上的軸向力并未增加，排除可引起“軸承內(nèi)圈脫出”的“軸向力增大”原因；故障發(fā)生前在更高轉(zhuǎn)速工況下軸承可正常運(yùn)轉(zhuǎn)，因此排除可引起“軸承保持架損壞”的“轉(zhuǎn)速過高”原因；保持架斷口分析報(bào)告顯示斷口原因?yàn)檫^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(fā)生時(shí)測扭儀的數(shù)據(jù)進(jìn)行檢查未發(fā)現(xiàn)扭矩增大，因此排除因“扭矩變化”引起“載荷增大”導(dǎo)致“軸承過熱”；軸承溫度升高發(fā)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(guān)系的，造成軸承溫度升高的原因需同時(shí)造成扭矩突降。然而試驗(yàn)件油路中的雜質(zhì)無法直接或間接導(dǎo)致扭矩突降，因此排除因“油路中的雜質(zhì)”引起“夾雜異物”導(dǎo)致“軸承過熱”；分解檢查時(shí)在軸承噴嘴內(nèi)未發(fā)現(xiàn)異物，因此排除“噴嘴堵塞”引起“供油不足”導(dǎo)致“軸承過熱”；故障發(fā)生時(shí)壓力傳感器的數(shù)據(jù)進(jìn)行檢查未發(fā)現(xiàn)下降，因此排除“供油壓力下降”引起“供油不足”導(dǎo)致“軸承過熱”。

4.2 故障定位

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

（1）軸承內(nèi)圈受到載荷波動(dòng)；

（2）軸系間裝配誤差；

（3）無軸向鎖緊結(jié)構(gòu)；

（4）過盈接觸面積減?。?/p>

（5）內(nèi)圈與軸頸溫差增大。

4.2.1 軸承內(nèi)圈受到載荷波動(dòng)

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知在試驗(yàn)過程中單嚙合試驗(yàn)件輸入輸出軸扭矩一直在波動(dòng)，可分辨的波動(dòng)范圍為傳遞扭矩的0.5%~1.3%之間，波動(dòng)頻率為0.4 Hz~2 Hz之間。造成載荷波動(dòng)的原因有很多，轉(zhuǎn)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(huì)造成載荷波動(dòng)。

為驗(yàn)證載荷波動(dòng)對(duì)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈的影響，采用DYNA軟件進(jìn)行仿真分析。設(shè)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)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(tài)軸承所受理論徑向載荷，波動(dòng)范圍T2根據(jù)調(diào)試數(shù)據(jù)取±5%，波動(dòng)頻率ω取最大扭矩狀態(tài)轉(zhuǎn)頻，此時(shí)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈有脫出的現(xiàn)象，由此可判斷載荷波動(dòng)有可能造成主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出。

4.2.2 軸承間裝配誤差

單嚙合試驗(yàn)臺(tái)為功率封閉試驗(yàn)臺(tái)，試驗(yàn)件與工作齒輪箱間通過聯(lián)軸器連接，并通過激光對(duì)中儀及千分表進(jìn)行對(duì)中。單嚙合試驗(yàn)件主動(dòng)輪與工作齒輪箱1之間聯(lián)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(dòng)量為0.01 mm，精度等級(jí)為5~6級(jí)，如圖7所示。結(jié)合聯(lián)軸器長度和端面直徑，計(jì)算出最大安裝偏轉(zhuǎn)角為0.004 5°.

圖6 聯(lián)軸器截面圖

圖7 徑向偏移量和端面跳動(dòng)量

為驗(yàn)證軸系間裝配誤差對(duì)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈的影響，采用DYNA軟件進(jìn)行仿真分析。為加快計(jì)算速度，設(shè)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈與軸頸為接觸配合，軸承徑向載荷為零，聯(lián)軸器偏轉(zhuǎn)角度為0.1°，此時(shí)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈有脫出的現(xiàn)象，由此可判斷軸系間裝配誤差有可能造成主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出。

4.2.3 無軸向鎖緊結(jié)構(gòu)

對(duì)于“無軸向鎖緊結(jié)構(gòu)”的分析，首先檢查試驗(yàn)件尺寸實(shí)測值，包括主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承安裝處軸頸的尺寸公差及形位公差、軸承內(nèi)圈的尺寸公差，測量結(jié)果如表1所示。

表1 主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端相關(guān)尺寸

根據(jù)《GB／T 5371-2004極限與配合、過盈配合的計(jì)算和選用》[8]，該處所需最小過盈量為0.016 mm.通過對(duì)比可知主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸頸尺寸符合圖樣要求，相配的軸承內(nèi)圈尺寸滿足設(shè)計(jì)要求，二者過盈量實(shí)測值符合要求。

由于主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈采用過盈連接方式進(jìn)行軸向定位，因此當(dāng)外部原因使軸承內(nèi)圈有脫出趨勢時(shí)，在沒有軸向鎖緊結(jié)構(gòu)的情況下軸承內(nèi)圈會(huì)繼續(xù)脫出。

4.2.4 過盈接觸面積減小

軸承內(nèi)圈與軸頸間的理論過盈配合面是一個(gè)完整的圓柱面，但由于加工及裝配誤差的存在，實(shí)際過盈配合面是一個(gè)非完整的圓柱面?？紤]到工程中通常不會(huì)用三坐標(biāo)測量儀對(duì)軸承內(nèi)圈與軸頸進(jìn)行逐點(diǎn)掃描并建立實(shí)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(jìn)行對(duì)比，對(duì)比數(shù)據(jù)見表2.

表2 不同接觸面積下的接觸反力

根據(jù)對(duì)比數(shù)據(jù)可知，當(dāng)過盈接觸面積減小時(shí)，軸承內(nèi)圈與軸頸間的接觸反力減小，即等效過盈量減小。

4.2.5 內(nèi)圈與軸頸溫差增大

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知在試驗(yàn)過程中曾打開試驗(yàn)件油站的冷卻水循環(huán)，供油溫度從10：20：58的48℃開始降低并導(dǎo)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(shí)調(diào)低供油壓力至0.3 MPa，由此導(dǎo)致回油溫度加速升高，由10：24：54的43℃持續(xù)上升至10：26：49的50℃.該操作會(huì)導(dǎo)致供油量突然減少以及軸承溫度提高，從而使主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈與主動(dòng)輪軸頸的溫差在短時(shí)間內(nèi)增加，但由于無法對(duì)溫差的具體數(shù)值進(jìn)行仿真分析，因此僅對(duì)溫差造成的過盈量變化進(jìn)行仿真分析。采用ABAQUS軟件分析時(shí)取供油溫度40℃為環(huán)境溫度，20℃為裝配溫度，通過計(jì)算可知在軸承內(nèi)圈脫出時(shí)的工況下軸承內(nèi)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(chǎn)生的接觸反力也在不斷減小，當(dāng)溫差達(dá)到9℃時(shí)過盈量不滿足要求，當(dāng)溫差達(dá)到21℃時(shí)過盈完全失效。

綜上所述，突然調(diào)低供油壓力會(huì)導(dǎo)致供油量降低，進(jìn)而導(dǎo)致主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈與主動(dòng)輪軸頸的溫差在短時(shí)間內(nèi)增加，并最終造成過盈量減小甚至不滿足要求。

4.2.6 聯(lián)軸器剩余不平衡量改變

采用DYNA軟件進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果顯示聯(lián)軸器剩余不平衡量改變會(huì)造成主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫開，但由于聯(lián)軸器已嚴(yán)重?fù)p壞，且試驗(yàn)過程中并未在聯(lián)軸器上設(shè)置電渦流傳感器，因此無法判斷是否由于緊固件松脫導(dǎo)致剩余不平衡量改變。

5 機(jī)理分析

5.1 故障分析

本節(jié)針對(duì)故障排查及故障定位中未提及的分析過程進(jìn)行說明，以此支撐對(duì)故障模式的分析結(jié)果。

5.1.1 主動(dòng)輪軸線偏斜造成扭矩突然同時(shí)下降

通過對(duì)調(diào)試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析可知，在10：31：49輸入輸出軸扭矩突然同時(shí)出現(xiàn)約500 N·m的下降，25 s后聯(lián)軸器扭斷。在故障發(fā)生后對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行檢查，并未發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)件輸入輸出軸外的傳動(dòng)鏈出現(xiàn)問題，故只能由試驗(yàn)件出現(xiàn)問題造成扭矩同時(shí)降低，如斷齒或軸承故障等。

當(dāng)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出，主動(dòng)輪在嚙合力的作用下發(fā)生偏斜并造成其與被動(dòng)輪的中心距發(fā)生變化，由此導(dǎo)致齒輪嚙合線上出現(xiàn)一個(gè)間隙。為了補(bǔ)償這個(gè)間隙，主動(dòng)輪出現(xiàn)空轉(zhuǎn)現(xiàn)象從而導(dǎo)致扭矩發(fā)生突變。功率封閉傳動(dòng)鏈中變形最大部分為細(xì)長扭力軸，在不考慮其他齒輪軸和聯(lián)軸器變形的情況下，根據(jù)主動(dòng)輪扭矩的變化量可計(jì)算出扭力軸扭轉(zhuǎn)角度的變化量，從而計(jì)算出主動(dòng)輪發(fā)生空轉(zhuǎn)的角度。通過主動(dòng)輪空轉(zhuǎn)的角度可以推出主動(dòng)輪軸線發(fā)生偏斜的角度范圍，從而驗(yàn)證扭矩突降的過程。

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

當(dāng)主動(dòng)輪扭矩出現(xiàn)500 N·m下降時(shí)，假設(shè)其全部由扭力軸扭轉(zhuǎn)變形引起，扭力軸的扭轉(zhuǎn)角度為0.2676°，根據(jù)傳動(dòng)比反推出主動(dòng)輪的扭轉(zhuǎn)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(dòng)輪軸線傾斜引起的等效中心矩變動(dòng)很難計(jì)算出準(zhǔn)確值，因此以主動(dòng)輪花鍵端軸承為原點(diǎn)，分別以人字齒退刀槽中點(diǎn)及遠(yuǎn)離花鍵端輪齒端面為終點(diǎn)沿垂直于被動(dòng)輪軸線方向移動(dòng)3.074 mm，從而求出終點(diǎn)繞原點(diǎn)旋轉(zhuǎn)的角度范圍為0.8697°~1.499°.

由扭矩下降推出的主動(dòng)輪軸線偏斜角度范圍恰好和主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈剛剛脫出滾子接觸區(qū)域且軸承滾子未與軸頸發(fā)生碰磨時(shí)主動(dòng)輪軸線的偏斜角度范圍重合，由此推斷主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出滾子接觸區(qū)域會(huì)造成試驗(yàn)件輸入輸出軸扭矩突降，與試驗(yàn)現(xiàn)象相符。

5.1.2 齒根裂紋及齒面磨損時(shí)的齒面接觸分析

通過對(duì)單嚙合試驗(yàn)件進(jìn)行分解檢查，發(fā)現(xiàn)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒根附近出現(xiàn)齒面耗損及裂紋，主動(dòng)輪花鍵端輪齒靠近端面的齒根附近出現(xiàn)齒面耗損，被動(dòng)輪花鍵端輪齒靠近退刀槽處的齒頂附近出現(xiàn)齒面耗損，被動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端輪齒靠近端面處的齒頂附近出現(xiàn)齒面耗損。通過ABAQUS軟件對(duì)主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出滾子接觸區(qū)域后的嚙合狀態(tài)進(jìn)行接觸分析，分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相符，如圖9和圖10所示。

圖9 主動(dòng)輪齒面接觸分析結(jié)果與試驗(yàn)現(xiàn)象對(duì)比

圖10 被動(dòng)輪齒面接觸分析結(jié)果與試驗(yàn)現(xiàn)象對(duì)比

5.2 故障模式

通過上述理論計(jì)算及仿真分析可推測試驗(yàn)件故障模式。如圖11所示，10：31：49試驗(yàn)件輸入輸出軸扭矩同時(shí)出現(xiàn)下降是由于主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出滾子接觸區(qū)域引起的。軸承內(nèi)圈脫出后主動(dòng)輪支撐形式由簡支變?yōu)榛ㄦI側(cè)軸承懸臂支撐，在嚙合力的作用下主動(dòng)輪軸線發(fā)生傾斜，主動(dòng)輪與被動(dòng)輪中心距變大導(dǎo)致沿嚙合線出現(xiàn)間隙，主動(dòng)輪空轉(zhuǎn)補(bǔ)償嚙合線間隙使得整個(gè)功率封閉傳動(dòng)鏈扭轉(zhuǎn)角發(fā)生變化，從而導(dǎo)致輸入輸出軸扭矩同時(shí)出現(xiàn)下降。

圖11 輸入輸出軸扭矩同時(shí)下降后的調(diào)試數(shù)據(jù)

試驗(yàn)件輸入輸出扭矩同時(shí)下降后，由于嚙合相位發(fā)生變化，試驗(yàn)件功率損失增大，主動(dòng)輪與被動(dòng)輪轉(zhuǎn)速降低，主動(dòng)輪與被動(dòng)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(nèi)滑油約有400 L，同時(shí)考慮到回油管路的散熱，因此進(jìn)油溫度無明顯變化；主動(dòng)輪支撐形式由簡支變?yōu)榛ㄦI側(cè)軸承懸臂支撐，主動(dòng)輪花鍵端軸承載荷增大，考慮到軸承外圈的導(dǎo)熱速度，約3 s后主動(dòng)輪花鍵端軸承溫度開始上升；主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈脫出滾子接觸區(qū)域，由于滾子不再受力，因此主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承溫度無變化，軸承內(nèi)圈與主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承滑油噴嘴發(fā)生碰磨，從而導(dǎo)致進(jìn)油壓力升高。

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

6 糾正措施及驗(yàn)證

6.1 試驗(yàn)件改進(jìn)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(nèi)圈松脫，因此在軸承內(nèi)圈外側(cè)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(yàn)件改進(jìn)方案

6.2 試驗(yàn)改進(jìn)方案

為降低試驗(yàn)風(fēng)險(xiǎn)，完善運(yùn)轉(zhuǎn)過程中由試驗(yàn)件觸發(fā)的報(bào)警及停機(jī)條件：

（1）試驗(yàn)箱滑油進(jìn)口壓力瞬時(shí)變化超過10%且保持2 s以上則停機(jī)；

（2）個(gè)別軸承溫升速度超過0.5℃/s報(bào)警，持續(xù)升高2 s以上則停機(jī)；

（3）相同工況下軸承溫度或回油溫度較前期提高10%報(bào)警，提高20%停機(jī)；

（4）輸入輸出軸扭矩在穩(wěn)定工況時(shí)出現(xiàn)同時(shí)升高或降低超過5%則停機(jī)；

（5）輸入輸出軸扭矩出現(xiàn)一升一降且變化量超過3%則停機(jī)；

（6）振動(dòng)速度大于5 mm/s報(bào)警，大于15 mm/s停機(jī)；

（7）相同工況下振動(dòng)速度較前期提高20%報(bào)警，提高100%停機(jī)；

（8）運(yùn)轉(zhuǎn)過程中出現(xiàn)接近轉(zhuǎn)頻的周期性異響則停機(jī)。

6.3 糾正措施驗(yàn)證

對(duì)糾正措施的驗(yàn)證采用仿真計(jì)算驗(yàn)證和試驗(yàn)實(shí)施驗(yàn)證。

6.3.1 仿真計(jì)算驗(yàn)證

采用DYNA軟件對(duì)落實(shí)糾正措施后的試驗(yàn)件進(jìn)行相應(yīng)工況下的仿真分析。圖13為主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵軸承端蓋的最大應(yīng)力和應(yīng)變云圖。在仿真分析過程中，主動(dòng)輪遠(yuǎn)離花鍵端軸承內(nèi)圈未脫出，軸承端蓋的最大應(yīng)力為213.6 MPa，最大應(yīng)變?yōu)?.12 mm.

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

圖13 軸承端蓋仿真分析結(jié)果

6.3.2 試驗(yàn)實(shí)施驗(yàn)證

在落實(shí)糾正措施后，試驗(yàn)正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)均運(yùn)轉(zhuǎn)到試驗(yàn)件的最大扭矩、最高轉(zhuǎn)速、最大功率等工況，試驗(yàn)現(xiàn)象與數(shù)據(jù)均無異常。試驗(yàn)臺(tái)在各工況下運(yùn)轉(zhuǎn)近60 h，試驗(yàn)件振動(dòng)情況良好，穩(wěn)態(tài)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)振動(dòng)數(shù)據(jù)低于振動(dòng)報(bào)警值，振動(dòng)頻譜中一階轉(zhuǎn)頻起主導(dǎo)作用，振動(dòng)數(shù)值穩(wěn)定，未發(fā)生軸承內(nèi)圈脫出或斷軸現(xiàn)象。

（1）振動(dòng)數(shù)據(jù)對(duì)比

發(fā)生故障前，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中試驗(yàn)件二倍轉(zhuǎn)頻對(duì)應(yīng)振動(dòng)幅值遠(yuǎn)大于轉(zhuǎn)頻對(duì)應(yīng)振動(dòng)幅值，有明顯的軸線偏斜現(xiàn)象。落實(shí)排故措施后，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中試驗(yàn)件二倍轉(zhuǎn)頻過大的現(xiàn)象消失，振動(dòng)狀態(tài)良好，設(shè)計(jì)點(diǎn)工況穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)振動(dòng)速度值小于5 mm/s.

（2）試驗(yàn)件目測狀態(tài)

落實(shí)糾正措施后，試驗(yàn)件軸承端蓋在一個(gè)月的運(yùn)轉(zhuǎn)過程中未發(fā)生松動(dòng)，如圖14所示，防松標(biāo)記顯示將軸承端蓋與齒輪軸緊固的螺栓未松脫，試驗(yàn)件齒面正常，未發(fā)生斷齒，回油管路上金屬屑末傳感器無金屬碎屑?xì)堅(jiān)?/p>

圖14 防松標(biāo)記及金屬屑末傳感器

7 結(jié)束語

本文針對(duì)單嚙合試驗(yàn)件聯(lián)軸器扭斷問題開展了故障分析，主要包括故障現(xiàn)象描述、故障排查及定位、機(jī)理分析和糾正措施及驗(yàn)證。通過故障現(xiàn)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(dòng)、軸系間存在裝配誤差、實(shí)際過盈接觸面積減小以及內(nèi)圈與軸頸溫差增大的情況下缺少軸向鎖緊結(jié)構(gòu)。其余有可能造成本次故障的原因是聯(lián)軸器剩余不平衡量改變。通過機(jī)理分析對(duì)故障發(fā)生的過程進(jìn)行分析，分析結(jié)果與試驗(yàn)現(xiàn)象相符。通過糾正措施實(shí)施對(duì)試驗(yàn)件及試驗(yàn)提出改進(jìn)方案，包括增加軸承端蓋對(duì)軸承內(nèi)圈進(jìn)行鎖緊，完善報(bào)警及停機(jī)條件等。通過糾正措施試驗(yàn)驗(yàn)證對(duì)糾正措施的有效性進(jìn)行驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果證明糾正措施有效。