◇四川宏华石油设备有限公司 罗权 易文君 胡亮 谢梅英 覃浩

本文从技术角度对齿轮裂纹产生的原因进行了深入分析和认真查找，对齿轮传动副的关键结构参数重新进行了分析计算、断口理化分析以及仿真分析等，通过对比分析，最终确定小齿轮装配过盈量偏大、加热温度过高导致齿廓硬度不足是造成小齿轮裂纹萌生及扩展断裂失效的主要原因。在后续生产过程中，通过严格控制加热温度和过盈量之后，小齿轮正常使用，未再出现失效问题。

页岩气是指主要以游离和吸附方式赋存于富有有机质泥页岩以及其它岩性夹层中的天然气，常常需要采用水力压裂的方式进行开采。进行压裂作业的压裂泵，其设备的稳定性和可靠性是完成作业的关键。目前压裂施工作业中，所采用的压裂泵逐渐从传统的内燃机驱动转向采用更加节能环保的电机进行驱动。随着驱动电机功率的提高，目前已出现了3000HP、5000HP、6000HP、7000HP等高功率型号[1-3]，彻底突破了传统内燃机功率的限制。由于施工作业压力越来越高，设备功率和连杆力越来越大，其传动结构的稳定性受到了前所未有的挑战[4-5]。本文针对大功率压裂泵现场出现的传动小齿轮裂纹进行了失效分析。通过调查齿轮的使用工况，对齿轮进行解剖分析，通过宏观及微观断口形貌观察和理化性能、金相等检测，结合装配分析，找出了主要原因，提出了有针对性的改进措施。

1 问题描述

2019年该型压裂泵在页岩气平台作业期间，两台压裂泵在施工过程中出现扭矩波动异常，齿轮护罩有白烟冒出，左护罩玻璃炸裂，拆开后检查发现其小齿轮裂纹断裂。其破坏形式如下：裂纹为贯穿式裂纹，从齿根一直扩展到内锥面，存在一处断齿。

图1 小齿轮破坏照片

通过对设备传动链相关设备进行检修，从VFD、电机、齿轮、曲轴、润滑系统、辅助设备等依次筛查，最终确定故障点就在齿轮副。齿轮副存在明显裂纹，是设备无法正常运行的直接原因。

2 原因分析

为了彻查齿轮裂纹失效的原因，从设计、质量控制、装配环节、使用工况等方面逐一进行梳理排查[6-7]。通过对设计分析复查，对失效齿轮的断口分析，材料理化性能检测、装配过程分析等途径的深入分析和认真排查，最终确定小齿轮锥面过盈量取值偏大、加热装配温度过高是造成小齿轮裂纹萌生及疲劳断裂的主要原因。

2.1 设计分析

根据压裂泵的结构，参照机械设计手册，其原动机为电机，经常启动，属于轻微冲击，工作机为多缸柱塞泵，与多缸活塞泵同属于往复泵，按照手册推荐属于轻微冲击，使用系数取值为KA=1.35，在该使用工况下齿轮强度满足要求即可。传统压裂泵齿轮的设计，使用系数一般取值1.5校核，并采用小齿轮渗碳淬火、大齿轮感应淬火的热处理方式。

齿轮在实际设计过程中，采用专业齿轮设计软件，应用渐开线圆柱齿轮疲劳强度计算法进行计算校核，其中传动类型为减速传动，齿轮啮合类型为外啮合，螺旋角类型为双斜齿。不允许齿面点蚀，小齿轮采用渗碳淬火钢，总设计寿命为36000小时。其他参数采用软件默认设置[8-9]。通过软件计算，齿轮弯曲强度安全系数SF=2.283，最小完全强度安全系数SFmin=1.6，理论强度计算结果满足使用系数KA=1.5的校核，齿轮设计强度满足要求。

排除设计强度的影响之后，进一步考虑齿轮装配应力对其齿轮根部的影响。实际产品中，压裂泵小齿轮与电机轴采用过盈装配传递扭矩，过盈配合产生的齿根初始应力对齿轮强度的影响，究竟有大多，目前国内各种资料文献并没有找到一种确定的计算方法，借鉴《曲轴齿轮静动载复合工况下弯曲应力及安全系数的计算》文献中采用的计算方法，将过盈装配产生的齿根初始应力与工作载荷作业下的齿根弯曲应力进行数值求和作为齿根弯曲总应力来校核[10]。工作载荷下的齿根弯曲应力，按最大负荷来计算是恒定的，因此在工作负荷恒定的前提下，装配产生的初始应力一定程度上直接决定了齿轮齿根部位最终的应力大小。

过盈装配的受力较为复杂，可采用有限元分析的方法，来分析实际过盈装配过程中齿轮根部的应力大小。压裂泵小齿轮与电机轴采用过盈装配，通过对小齿轮内表面加压的方式，使得其产生0.25mm的变形量来模拟过盈装配。通过对小齿轮进行三维建模，如图2所示。通过对内表面施压、对端面进行位移约束，对分析模型施加边界条件，并进行网格划分[11-12]，如图3所示。

图2 小齿轮三维分析模型

图3 小齿轮模型加载与网格划分示意图

压裂泵小齿轮与电机轴采用过盈装配，通过对小齿轮内表面加压的方式，使得其产生0.25mm的变形量来模拟过盈装配，经过分析此时小齿轮根部应力大小为233.61MPa，叠加工作载荷下齿根计算应力194.6MPa，齿根弯曲总应力大小为428.21MPa，小于小齿轮材料的许用弯曲疲劳强度485MPa。因此采用0.25mm的过盈量装配，小齿轮在强度和装配过盈量等参数理论设计上是满足要求的。

图4 小齿轮过盈有限元分析

2.2 断口分析

为更好的寻找齿轮失效的原因，需要对样品进行断口分析。通过宏观观察：小齿轮典型的裂纹位于螺旋齿的末端，通过取样观察断口，发现断口上存在明显的贝纹花样即疲劳弧线，断口呈现为典型的疲劳断裂断口形貌，如图5所示。

图5 断口局部图

将断口清洗后进行扫描电镜分析，分析结果显示：疲劳源区严重磨损，疲劳的扩展区能观察到疲劳扩展留下的疲劳辉纹，未观察到孔洞、夹杂等冶金缺陷，如图6所示。

图6 断口扫描电镜图样

通过对小齿轮节圆处取样侵蚀后进行金相分析，其渗碳淬硬层组织为回火马氏体，如图7所示。金相结果正常，结合化学成分分析报告，说明材料的组织成分符合要求。

图7 断口金相图样

2.3 力学性能分析

为检查齿轮质量问题，针对齿轮本体进行理化分析，判断其是否符合技术协议相关要求。主要对齿轮样本进行了化学成分分析、力学性能分析，检测发现小齿轮化学成分合格，力学性能中断后伸长率、冲击功等不符合技术要求。与标准要求的数值差距不是特别大，并不能构成齿轮损坏的直接原因。具体检测结果如下表所示。表1为齿轮试样拉伸屈服强度检测结果，表2为齿轮试样冲击功检测试验结果。

表1 齿轮试样拉伸屈服强度检测结果

表2 齿轮试样冲击功检测试验结果

2.4 硬化层检测

《GB/T 3480.5 直齿轮和斜齿轮承载能力计算》中推荐的接触强度的最佳硬化层深度推荐值：和综合考虑弯曲强度和接触强度的最大硬化层深度：经过计算，本齿轮所需要的有效硬化层深度范围为：1.8～2.4mm。

通过对失效小齿轮在节圆处进行有效硬化层深度检测，结果发现：其表面硬度598HV1（相当于55.0HRC）按《GB/T 9450-2005钢件渗碳淬火硬化层深度的测定和校核》进行有效硬化层深度的确定检测，其有效硬化层深度为0.88mm，不符合国标要求，且差距较大。硬化层深度不够，往往会造成齿面的提前失效，比如点蚀等。失效小齿轮试样齿面硬度具体检测结果如下，见表3。

表3 硬度检测结果

2.5 齿轮装配因素分析

在失效原因分析过程中，发现小齿轮在装配过程中没有有效措施对过盈量进行很好的控制。根据保存的装配记录，可以推断实际过盈量在0.2～0.5mm之间。

根据《GB/T 15755-1995 机械设计手册化工版第二卷第五篇》中关于圆锥面过盈连接的计算，将过盈连接的安全系数取值3，通过计算可知：

传递载荷所需要的最小有效过盈量为：

因此，0.2mm的过盈量已经足够传递设备工作所需要的扭矩.当过盈量取值0.25mm的时候，安全系数可以达到3.5。

为了判断不同过盈量对实际产品齿根应力的影响，应用此前的有限元分析，分别按0.2mm，0.25mm，0.3mm，0.4mm，0.5mm，0.6mm等不同的装配过盈量取值，计算得到同一点在不同过盈量下的应力值。热装过盈量对齿根应力的影响见表4，具体有限元分析结果见图8。

表4 过盈量对齿根应力的影响

图8 不同过盈量条件下齿根应力

从表4可知，过盈量从0.2mm变大至0.6mm时，装配产生的齿根初始应力由184.94MPa升至564.56MPa，增加了200%。由此可见，热装过盈量对齿根应力的影响很大，因此严格控制齿轮的热装过盈量，是降低热装附加应力、确保小齿轮齿根弯曲疲劳强度的最有效途径。考虑到叠加齿轮工作载荷下产生的应力，最大负载下，过盈量超过0.3mm，齿根应力已经超过材料的许用疲劳强度，不适合最大负载下长时间工作。

2.6 装配的影响

（1）装配温度的影响。生产过程中采用270℃的热装温度，小齿轮变形大，并不能有效控制齿轮的过盈量。而齿轮渗碳淬火后的回火温度约为180℃[8]，热装加热温度不允许超过回火温度，因此齿轮采取270℃进行热装的装配工艺是不合理的。

渗碳淬火齿轮齿根具有较高的残余压应力和齿面具有高的耐磨损性能。小齿轮实际加热温度超过180℃，这将会导致小齿轮齿面硬度下降，有效硬化层深度减小，渗碳淬火产生的齿根残余压应力大幅削弱，甚至消除，降低其疲劳承载能力，在较短的使用时间内，就可能在齿根表面萌生疲劳裂纹，随着裂纹的扩展进而发生轮齿的疲劳断裂故障。

（2）装配同步性的影响。齿轮副在完成装配后，左右侧齿轮同步啮合至关重要，然而压裂泵试车运转后，两侧齿轮同步性都会变差，造成此现象的原因是多方面综合影响的结果，需要在各方面采取措施，最终提高同步性。通过检查传动链各个零部件工作状态，对比试车前后装配数据，最后发现齿轮与曲轴连接的胀套在使用过程中出现滑动，偏离原始位置，如下图9所示，造成压裂泵运行后同步性差。

图9 胀套偏移示意图

一侧齿轮传动胀套发生滑移后，同步性变差，会造成另外一侧齿轮负荷上升。由于左右齿轮为对称分布的斜齿轮，小齿轮轴为浮动设计，会有人字齿轮自动对中找正的功能。在调整范围内，偏载情况不会太严重，主要影响齿轮的接触啮合长度。极端情况下，单侧账套无法提供扭矩，则会由原来的双侧驱动变为单侧驱动，在负荷不变的情况下，齿轮的应力情况会成倍增加，造成齿轮的失效。结合实际检测的结果，胀套并未完全失效，只是达不到额定的扭矩，实际偏移量较小，在齿轮调整范围之内。可以判断，胀套松动并不是齿轮失效的主要原因，但会影响齿轮的啮合长度，影响其使用寿命。

通过对采购的成品胀套进行扭矩检测标定，胀套并不能提供机械设计标准规定的额定扭矩，属于不合格产品。

3 分析讨论

从小齿轮断口的宏观分析及扫描电镜分析结果看：小齿轮断口为疲劳断口，在疲劳扩展区能观察到明显的疲劳弧线。疲劳源区存在严重磨损痕迹，说明其运行过程中存在大振幅的交变应力，疲劳裂纹张合扩展过程中发生磨损。

小齿轮表面硬度598HV1（相当于55.0HRC），有效硬化层深度为0.88mm，不符合国家相关标准要求。由于齿轮出厂硬度检测为合格产品，可以判断其装配过程中，加热温度已经高于渗碳齿轮的回火温度，造成齿轮硬度降低，有效硬化层深度减少。齿轮硬度降低，有效硬化层深度减少，会造成其抗拉强度的大幅下降。其次，装配过程中采用热装过盈装配，这样的装配齿轮冷却后其齿根会呈现很大的拉应力，大大降低其疲劳寿命。结合实际有限元分析的结果，热装过盈量对齿根应力的影响很大，在保证扭矩可靠传递的前提下，减少热装过盈量能有效的提高小齿轮齿根弯曲疲劳强度。

胀套质量问题，不能提供机械设计标准规定的扭矩，造成滑动，会影响两端齿轮传动的同步性，造成偏载，会进一步恶化齿轮的使用工况。

4 结论

通过以上的分析，可以得出小齿轮断裂的直接原因如下：小齿轮采用锥面过盈结构设计，传递额定转矩的实际装配过盈量偏大，加热装配时，采用的加热温度过高，已经超过小齿轮回火温度，是造成小齿轮疲劳裂纹萌生甚至断裂的直接原因。次要原因如下：①小齿轮力学性能检测断后伸长率、冲击功等不符合技术要求；②胀套发生滑动，无法提供有效的连接，造成齿轮副啮合的同步性变差，会因偏载造成齿轮使用寿命减短。

针对性的措施为：①实际装配过程中，利用工装，限制齿轮锥面套入深度，进而严格控制过盈量为0.2mm～0.25mm。采用加热炉保温，严格控制齿轮热装温度保持170℃，不超过齿轮的回火温度；或者取消热装工艺，采用其他常温装配方式；②按照标准《圆锥面过盈连接的计算》摘自GB/T 15755-1995，按推荐的安全系数取较小值，减少过盈装配对齿根的附加应力；③更换胀套品牌，并进行扭矩试验验收，确保产品质量。通过严格控制加热温度和过盈量之后，小齿轮正常使用，未再出现失效问题。更换合格的胀套后，再未发生齿轮滑动的情况，齿轮副同步性和啮合情况得到有效保证。