壓裂泵傳動小齒輪失效機理研究

◇四川宏華石油設備有限公司 羅權 易文君 胡亮 謝梅英 覃浩

本文從技術角度對齒輪裂紋產(chǎn)生的原因進行了深入分析和認真查找，對齒輪傳動副的關鍵結構參數(shù)重新進行了分析計算、斷口理化分析以及仿真分析等，通過對比分析，最終確定小齒輪裝配過盈量偏大、加熱溫度過高導致齒廓硬度不足是造成小齒輪裂紋萌生及擴展斷裂失效的主要原因。在后續(xù)生產(chǎn)過程中，通過嚴格控制加熱溫度和過盈量之后，小齒輪正常使用，未再出現(xiàn)失效問題。

頁巖氣是指主要以游離和吸附方式賦存于富有有機質(zhì)泥頁巖以及其它巖性夾層中的天然氣，常常需要采用水力壓裂的方式進行開采。進行壓裂作業(yè)的壓裂泵，其設備的穩(wěn)定性和可靠性是完成作業(yè)的關鍵。目前壓裂施工作業(yè)中，所采用的壓裂泵逐漸從傳統(tǒng)的內(nèi)燃機驅動轉向采用更加節(jié)能環(huán)保的電機進行驅動。隨著驅動電機功率的提高，目前已出現(xiàn)了3000HP、5000HP、6000HP、7000HP等高功率型號[1-3]，徹底突破了傳統(tǒng)內(nèi)燃機功率的限制。由于施工作業(yè)壓力越來越高，設備功率和連桿力越來越大，其傳動結構的穩(wěn)定性受到了前所未有的挑戰(zhàn)[4-5]。本文針對大功率壓裂泵現(xiàn)場出現(xiàn)的傳動小齒輪裂紋進行了失效分析。通過調(diào)查齒輪的使用工況，對齒輪進行解剖分析，通過宏觀及微觀斷口形貌觀察和理化性能、金相等檢測，結合裝配分析，找出了主要原因，提出了有針對性的改進措施。

1 問題描述

2019年該型壓裂泵在頁巖氣平臺作業(yè)期間，兩臺壓裂泵在施工過程中出現(xiàn)扭矩波動異常，齒輪護罩有白煙冒出，左護罩玻璃炸裂，拆開后檢查發(fā)現(xiàn)其小齒輪裂紋斷裂。其破壞形式如下：裂紋為貫穿式裂紋，從齒根一直擴展到內(nèi)錐面，存在一處斷齒。

圖1 小齒輪破壞照片

通過對設備傳動鏈相關設備進行檢修，從VFD、電機、齒輪、曲軸、潤滑系統(tǒng)、輔助設備等依次篩查，最終確定故障點就在齒輪副。齒輪副存在明顯裂紋，是設備無法正常運行的直接原因。

2 原因分析

為了徹查齒輪裂紋失效的原因，從設計、質(zhì)量控制、裝配環(huán)節(jié)、使用工況等方面逐一進行梳理排查[6-7]。通過對設計分析復查，對失效齒輪的斷口分析，材料理化性能檢測、裝配過程分析等途徑的深入分析和認真排查，最終確定小齒輪錐面過盈量取值偏大、加熱裝配溫度過高是造成小齒輪裂紋萌生及疲勞斷裂的主要原因。

2.1 設計分析

根據(jù)壓裂泵的結構，參照機械設計手冊，其原動機為電機，經(jīng)常啟動，屬于輕微沖擊，工作機為多缸柱塞泵，與多缸活塞泵同屬于往復泵，按照手冊推薦屬于輕微沖擊，使用系數(shù)取值為KA=1.35，在該使用工況下齒輪強度滿足要求即可。傳統(tǒng)壓裂泵齒輪的設計，使用系數(shù)一般取值1.5校核，并采用小齒輪滲碳淬火、大齒輪感應淬火的熱處理方式。

齒輪在實際設計過程中，采用專業(yè)齒輪設計軟件，應用漸開線圓柱齒輪疲勞強度計算法進行計算校核，其中傳動類型為減速傳動，齒輪嚙合類型為外嚙合，螺旋角類型為雙斜齒。不允許齒面點蝕，小齒輪采用滲碳淬火鋼，總設計壽命為36000小時。其他參數(shù)采用軟件默認設置[8-9]。通過軟件計算，齒輪彎曲強度安全系數(shù)SF=2.283，最小完全強度安全系數(shù)SFmin=1.6，理論強度計算結果滿足使用系數(shù)KA=1.5的校核，齒輪設計強度滿足要求。

排除設計強度的影響之后，進一步考慮齒輪裝配應力對其齒輪根部的影響。實際產(chǎn)品中，壓裂泵小齒輪與電機軸采用過盈裝配傳遞扭矩，過盈配合產(chǎn)生的齒根初始應力對齒輪強度的影響，究竟有大多，目前國內(nèi)各種資料文獻并沒有找到一種確定的計算方法，借鑒《曲軸齒輪靜動載復合工況下彎曲應力及安全系數(shù)的計算》文獻中采用的計算方法，將過盈裝配產(chǎn)生的齒根初始應力與工作載荷作業(yè)下的齒根彎曲應力進行數(shù)值求和作為齒根彎曲總應力來校核[10]。工作載荷下的齒根彎曲應力，按最大負荷來計算是恒定的，因此在工作負荷恒定的前提下，裝配產(chǎn)生的初始應力一定程度上直接決定了齒輪齒根部位最終的應力大小。

過盈裝配的受力較為復雜，可采用有限元分析的方法，來分析實際過盈裝配過程中齒輪根部的應力大小。壓裂泵小齒輪與電機軸采用過盈裝配，通過對小齒輪內(nèi)表面加壓的方式，使得其產(chǎn)生0.25mm的變形量來模擬過盈裝配。通過對小齒輪進行三維建模，如圖2所示。通過對內(nèi)表面施壓、對端面進行位移約束，對分析模型施加邊界條件，并進行網(wǎng)格劃分[11-12]，如圖3所示。

圖2 小齒輪三維分析模型

圖3 小齒輪模型加載與網(wǎng)格劃分示意圖

壓裂泵小齒輪與電機軸采用過盈裝配，通過對小齒輪內(nèi)表面加壓的方式，使得其產(chǎn)生0.25mm的變形量來模擬過盈裝配，經(jīng)過分析此時小齒輪根部應力大小為233.61MPa，疊加工作載荷下齒根計算應力194.6MPa，齒根彎曲總應力大小為428.21MPa，小于小齒輪材料的許用彎曲疲勞強度485MPa。因此采用0.25mm的過盈量裝配，小齒輪在強度和裝配過盈量等參數(shù)理論設計上是滿足要求的。

圖4 小齒輪過盈有限元分析

2.2 斷口分析

為更好的尋找齒輪失效的原因，需要對樣品進行斷口分析。通過宏觀觀察：小齒輪典型的裂紋位于螺旋齒的末端，通過取樣觀察斷口，發(fā)現(xiàn)斷口上存在明顯的貝紋花樣即疲勞弧線，斷口呈現(xiàn)為典型的疲勞斷裂斷口形貌，如圖5所示。

圖5 斷口局部圖

將斷口清洗后進行掃描電鏡分析，分析結果顯示：疲勞源區(qū)嚴重磨損，疲勞的擴展區(qū)能觀察到疲勞擴展留下的疲勞輝紋，未觀察到孔洞、夾雜等冶金缺陷，如圖6所示。

圖6 斷口掃描電鏡圖樣

通過對小齒輪節(jié)圓處取樣侵蝕后進行金相分析，其滲碳淬硬層組織為回火馬氏體，如圖7所示。金相結果正常，結合化學成分分析報告，說明材料的組織成分符合要求。

圖7 斷口金相圖樣

2.3 力學性能分析

為檢查齒輪質(zhì)量問題，針對齒輪本體進行理化分析，判斷其是否符合技術協(xié)議相關要求。主要對齒輪樣本進行了化學成分分析、力學性能分析，檢測發(fā)現(xiàn)小齒輪化學成分合格，力學性能中斷后伸長率、沖擊功等不符合技術要求。與標準要求的數(shù)值差距不是特別大，并不能構成齒輪損壞的直接原因。具體檢測結果如下表所示。表1為齒輪試樣拉伸屈服強度檢測結果，表2為齒輪試樣沖擊功檢測試驗結果。

表1 齒輪試樣拉伸屈服強度檢測結果

表2 齒輪試樣沖擊功檢測試驗結果

2.4 硬化層檢測

《GB/T 3480.5 直齒輪和斜齒輪承載能力計算》中推薦的接觸強度的最佳硬化層深度推薦值：和綜合考慮彎曲強度和接觸強度的最大硬化層深度：經(jīng)過計算，本齒輪所需要的有效硬化層深度范圍為：1.8～2.4mm。

通過對失效小齒輪在節(jié)圓處進行有效硬化層深度檢測，結果發(fā)現(xiàn)：其表面硬度598HV1（相當于55.0HRC）按《GB/T 9450-2005鋼件滲碳淬火硬化層深度的測定和校核》進行有效硬化層深度的確定檢測，其有效硬化層深度為0.88mm，不符合國標要求，且差距較大。硬化層深度不夠，往往會造成齒面的提前失效，比如點蝕等。失效小齒輪試樣齒面硬度具體檢測結果如下，見表3。

表3 硬度檢測結果

2.5 齒輪裝配因素分析

在失效原因分析過程中，發(fā)現(xiàn)小齒輪在裝配過程中沒有有效措施對過盈量進行很好的控制。根據(jù)保存的裝配記錄，可以推斷實際過盈量在0.2～0.5mm之間。

根據(jù)《GB/T 15755-1995 機械設計手冊化工版第二卷第五篇》中關于圓錐面過盈連接的計算，將過盈連接的安全系數(shù)取值3，通過計算可知：

傳遞載荷所需要的最小有效過盈量為：

因此，0.2mm的過盈量已經(jīng)足夠傳遞設備工作所需要的扭矩.當過盈量取值0.25mm的時候，安全系數(shù)可以達到3.5。

為了判斷不同過盈量對實際產(chǎn)品齒根應力的影響，應用此前的有限元分析，分別按0.2mm，0.25mm，0.3mm，0.4mm，0.5mm，0.6mm等不同的裝配過盈量取值，計算得到同一點在不同過盈量下的應力值。熱裝過盈量對齒根應力的影響見表4，具體有限元分析結果見圖8。

表4 過盈量對齒根應力的影響

圖8 不同過盈量條件下齒根應力

從表4可知，過盈量從0.2mm變大至0.6mm時，裝配產(chǎn)生的齒根初始應力由184.94MPa升至564.56MPa，增加了200%。由此可見，熱裝過盈量對齒根應力的影響很大，因此嚴格控制齒輪的熱裝過盈量，是降低熱裝附加應力、確保小齒輪齒根彎曲疲勞強度的最有效途徑?？紤]到疊加齒輪工作載荷下產(chǎn)生的應力，最大負載下，過盈量超過0.3mm，齒根應力已經(jīng)超過材料的許用疲勞強度，不適合最大負載下長時間工作。

2.6 裝配的影響

（1）裝配溫度的影響。生產(chǎn)過程中采用270℃的熱裝溫度，小齒輪變形大，并不能有效控制齒輪的過盈量。而齒輪滲碳淬火后的回火溫度約為180℃[8]，熱裝加熱溫度不允許超過回火溫度，因此齒輪采取270℃進行熱裝的裝配工藝是不合理的。

滲碳淬火齒輪齒根具有較高的殘余壓應力和齒面具有高的耐磨損性能。小齒輪實際加熱溫度超過180℃，這將會導致小齒輪齒面硬度下降，有效硬化層深度減小，滲碳淬火產(chǎn)生的齒根殘余壓應力大幅削弱，甚至消除，降低其疲勞承載能力，在較短的使用時間內(nèi)，就可能在齒根表面萌生疲勞裂紋，隨著裂紋的擴展進而發(fā)生輪齒的疲勞斷裂故障。

（2）裝配同步性的影響。齒輪副在完成裝配后，左右側齒輪同步嚙合至關重要，然而壓裂泵試車運轉后，兩側齒輪同步性都會變差，造成此現(xiàn)象的原因是多方面綜合影響的結果，需要在各方面采取措施，最終提高同步性。通過檢查傳動鏈各個零部件工作狀態(tài)，對比試車前后裝配數(shù)據(jù)，最后發(fā)現(xiàn)齒輪與曲軸連接的脹套在使用過程中出現(xiàn)滑動，偏離原始位置，如下圖9所示，造成壓裂泵運行后同步性差。

圖9 脹套偏移示意圖

一側齒輪傳動脹套發(fā)生滑移后，同步性變差，會造成另外一側齒輪負荷上升。由于左右齒輪為對稱分布的斜齒輪，小齒輪軸為浮動設計，會有人字齒輪自動對中找正的功能。在調(diào)整范圍內(nèi)，偏載情況不會太嚴重，主要影響齒輪的接觸嚙合長度。極端情況下，單側賬套無法提供扭矩，則會由原來的雙側驅動變?yōu)閱蝹闰寗樱谪摵刹蛔兊那闆r下，齒輪的應力情況會成倍增加，造成齒輪的失效。結合實際檢測的結果，脹套并未完全失效，只是達不到額定的扭矩，實際偏移量較小，在齒輪調(diào)整范圍之內(nèi)?？梢耘袛?，脹套松動并不是齒輪失效的主要原因，但會影響齒輪的嚙合長度，影響其使用壽命。

通過對采購的成品脹套進行扭矩檢測標定，脹套并不能提供機械設計標準規(guī)定的額定扭矩，屬于不合格產(chǎn)品。

3 分析討論

從小齒輪斷口的宏觀分析及掃描電鏡分析結果看：小齒輪斷口為疲勞斷口，在疲勞擴展區(qū)能觀察到明顯的疲勞弧線。疲勞源區(qū)存在嚴重磨損痕跡，說明其運行過程中存在大振幅的交變應力，疲勞裂紋張合擴展過程中發(fā)生磨損。

小齒輪表面硬度598HV1（相當于55.0HRC），有效硬化層深度為0.88mm，不符合國家相關標準要求。由于齒輪出廠硬度檢測為合格產(chǎn)品，可以判斷其裝配過程中，加熱溫度已經(jīng)高于滲碳齒輪的回火溫度，造成齒輪硬度降低，有效硬化層深度減少。齒輪硬度降低，有效硬化層深度減少，會造成其抗拉強度的大幅下降。其次，裝配過程中采用熱裝過盈裝配，這樣的裝配齒輪冷卻后其齒根會呈現(xiàn)很大的拉應力，大大降低其疲勞壽命。結合實際有限元分析的結果，熱裝過盈量對齒根應力的影響很大，在保證扭矩可靠傳遞的前提下，減少熱裝過盈量能有效的提高小齒輪齒根彎曲疲勞強度。

脹套質(zhì)量問題，不能提供機械設計標準規(guī)定的扭矩，造成滑動，會影響兩端齒輪傳動的同步性，造成偏載，會進一步惡化齒輪的使用工況。

4 結論

通過以上的分析，可以得出小齒輪斷裂的直接原因如下：小齒輪采用錐面過盈結構設計，傳遞額定轉矩的實際裝配過盈量偏大，加熱裝配時，采用的加熱溫度過高，已經(jīng)超過小齒輪回火溫度，是造成小齒輪疲勞裂紋萌生甚至斷裂的直接原因。次要原因如下：①小齒輪力學性能檢測斷后伸長率、沖擊功等不符合技術要求；②脹套發(fā)生滑動，無法提供有效的連接，造成齒輪副嚙合的同步性變差，會因偏載造成齒輪使用壽命減短。

針對性的措施為：①實際裝配過程中，利用工裝，限制齒輪錐面套入深度，進而嚴格控制過盈量為0.2mm～0.25mm。采用加熱爐保溫，嚴格控制齒輪熱裝溫度保持170℃，不超過齒輪的回火溫度；或者取消熱裝工藝，采用其他常溫裝配方式；②按照標準《圓錐面過盈連接的計算》摘自GB/T 15755-1995，按推薦的安全系數(shù)取較小值，減少過盈裝配對齒根的附加應力；③更換脹套品牌，并進行扭矩試驗驗收，確保產(chǎn)品質(zhì)量。通過嚴格控制加熱溫度和過盈量之后，小齒輪正常使用，未再出現(xiàn)失效問題。更換合格的脹套后，再未發(fā)生齒輪滑動的情況，齒輪副同步性和嚙合情況得到有效保證。