不同硬化層深度風(fēng)電齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度對(duì)比試驗(yàn)研究

中圖分類號(hào)：TM315 DOI：10.16578/j. issn.1004.2539.2025.06.018

0 引言

齒輪作為機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，其性能直接關(guān)系到整個(gè)系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性。在風(fēng)電領(lǐng)域，風(fēng)發(fā)電機(jī)的運(yùn)行工況復(fù)雜多變，對(duì)齒輪的承載能和使用壽命提出了更高的要求。其中，風(fēng)電齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度是衡量其承載能的重要指標(biāo)之一。

通過滲碳淬火等熱處理工藝，可以在齒輪表面形成一定深度的硬化層，提高齒輪的表層硬度，增強(qiáng)其彎曲強(qiáng)度[1-2]。硬化層深度作為熱處理工藝的重要參數(shù)，對(duì)齒輪的彎曲強(qiáng)度有著顯著的影響。ISO6336一5推薦的防止齒輪斷齒失效的齒根最佳硬化層深度范圍為模數(shù)的 0.1～0.2^[3] 。HOHN等認(rèn)為，高硬化層深滲碳時(shí)間長，使齒根內(nèi)氧化和非馬氏體組織增加，從而造成彎曲強(qiáng)度下降。ERRICHELLO等[5-6]認(rèn)為，齒根硬化層過深會(huì)喪失齒輪芯部的韌性；試驗(yàn)表明，齒輪硬化層過深會(huì)影響齒輪熱處理質(zhì)量，造成齒根彎曲強(qiáng)度下降。隨著現(xiàn)代熱處理技術(shù)和設(shè)備的更新，齒輪材料熱處理的質(zhì)量較以前有較大提高。然而，在保證熱處理質(zhì)量的基礎(chǔ)上，針對(duì)模數(shù)的0.2以上的深層齒根硬化層對(duì)齒根彎曲強(qiáng)度的影響，目前尚缺乏系統(tǒng)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和理論分析。

各國學(xué)者使用基于懸臂梁理論的齒輪彎曲疲勞性能測試方法驗(yàn)證了多種因素對(duì)齒輪彎曲疲勞性能的影響[8-9]。升降法和成組法在獲取齒輪彎曲疲勞極限和應(yīng)力-壽命（S-N）曲線中得到廣泛應(yīng)用[10-]。為了模擬實(shí)際的工作場景，也有研究者設(shè)計(jì)開發(fā)了專用于彎曲疲勞試驗(yàn)的齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)臺(tái)[2]。NASA針對(duì)齒根疲勞長壽命甚至無限壽命疲勞試驗(yàn)，開發(fā)了峰值加載頻率可達(dá) 1000Hz 的高頻加載試驗(yàn)臺(tái)[13]。

本研究旨在通過對(duì)比具有不同硬化層深度的風(fēng)電齒輪在相同載荷條件下的齒根彎曲強(qiáng)度，揭示超深硬化層對(duì)齒輪彎曲強(qiáng)度的影響。具體而言，將選取相同材料、不同硬化層深度的風(fēng)電滲碳淬火齒輪作為試驗(yàn)對(duì)象，采用標(biāo)準(zhǔn)的齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)方法，對(duì)齒輪進(jìn)行脈動(dòng)加載試驗(yàn)，記錄并分析了齒根的彎曲疲勞壽命和破壞形態(tài)。

通過本研究，期望能夠?yàn)轱L(fēng)電齒輪的設(shè)計(jì)、制造和熱處理工藝的優(yōu)化提供依據(jù)和試驗(yàn)支持，進(jìn)而提升風(fēng)電傳動(dòng)系統(tǒng)的整體性能和可靠性。同時(shí)，本研究也將為其他領(lǐng)域齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的強(qiáng)度校核和優(yōu)化提供一定的參考和借鑒。

1試驗(yàn)試樣制作

為使試驗(yàn)齒輪制造工藝條件和尺寸與風(fēng)電齒輪一致，本文試驗(yàn)選用原材料為18CrNiMo7-6、滲碳淬火的某型實(shí)際風(fēng)電行星輪作為原型，其幾何參數(shù)如表1所示。并按照相同的尺寸和制造工藝生產(chǎn)了硬化層深度分別為0.2模數(shù)、0.4模數(shù)的試驗(yàn)齒輪A和試驗(yàn)齒輪B。

由于試驗(yàn)風(fēng)電齒輪直徑超過 500mm ，受試驗(yàn)設(shè)備限制，無法直接在試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行加載試驗(yàn)，必須在試驗(yàn)齒輪上取試驗(yàn)齒樣。為保證在合適的載荷下獲得有效的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，還必須實(shí)現(xiàn)取試驗(yàn)齒樣后對(duì)比齒輪在相同載荷、相同位置上進(jìn)行加載[4]

將齒輪放置于工作臺(tái)上，選取其中1個(gè)齒，將齒輪的另一側(cè)墊高，保證該處齒槽的中間對(duì)稱面與線切割機(jī)床的切割面平行，從齒槽切割至齒輪內(nèi)孔。為了減小端面支撐對(duì)齒根彎曲應(yīng)力的影響，須保證每個(gè)試樣至少有5個(gè)完整齒形。因此，隔開7個(gè)齒重復(fù)上述切割步驟，切割出一塊包含7個(gè)齒的齒胚，如圖1所示。

受螺旋角的影響，為了保證每個(gè)試驗(yàn)件螺旋線方向加載均勻，在齒胚的螺旋線方向不同位置取樣時(shí)，須先使用專用工裝，加工切割基準(zhǔn)，再切割試樣。最終得到的齒寬為 35mm 的5＼～7齒試驗(yàn)齒樣如圖2所示。

2 試驗(yàn)設(shè)備和方法

2.1 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)選用的電磁諧振式高頻疲勞試驗(yàn)機(jī)如圖3所示。其具有輸出振動(dòng)波形失真度小、工作頻率范圍大、易于控制的優(yōu)點(diǎn)。

對(duì)于齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)，要求加載的大小和位置準(zhǔn)確，載荷在齒寬方向上分布均勻。試驗(yàn)夾具采用下夾具體直接支撐的方式，軸向力直接傳遞至試驗(yàn)機(jī)，采用壓板輔助固定。齒輪試樣的切割已將嚙合線旋轉(zhuǎn)至水平面，保證錘頭與試驗(yàn)輪齒在同一水平面接觸。加載錘頭設(shè)計(jì)成兩個(gè)凹面形狀，在加載時(shí)，一旦出現(xiàn)載荷沿齒寬分布不均的情況，錘頭可通過自身變形來調(diào)整載荷在輪齒齒寬上的分布[15]。試驗(yàn)夾具安裝調(diào)試過程如圖4所示。

2.2 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)依據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T14230—2021，在脈動(dòng)疲勞試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行單齒脈動(dòng)加載[，載荷比 R=0.05 ，試驗(yàn)頻率在 90Hz 左右，疲勞試驗(yàn)循環(huán)基數(shù)取 3×10⁶ 。本次試驗(yàn)采用成組對(duì)比法，將2種不同齒根硬化層深度的試驗(yàn)齒輪分為齒輪A組和齒輪B組，在同一應(yīng)力水平下進(jìn)行齒輪彎曲疲勞試驗(yàn)。由于在不同的應(yīng)力水平下試驗(yàn)齒輪的疲勞性能往往表現(xiàn)不一樣，為了全面地比較兩種產(chǎn)品的疲勞性能，擬選取高、低兩個(gè)不同應(yīng)力水平來進(jìn)行試驗(yàn)，每個(gè)應(yīng)力水平下每組試驗(yàn)齒輪的有效數(shù)據(jù)不少于6個(gè)。

3 試驗(yàn)結(jié)果

表2和表3所示分別為齒輪A和齒輪B按 180kN 和 220kN 試驗(yàn)加載載荷進(jìn)行試驗(yàn)的結(jié)果匯總。其中，應(yīng)力比按 r=0.05 計(jì)算。

4試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析原理

4.1 可疑數(shù)據(jù)點(diǎn)取舍

在對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理前，需要進(jìn)行可疑數(shù)據(jù)的判定與取舍。疲勞壽命數(shù)值過小，有可能是由于試樣本身材質(zhì)異常、加工缺陷、銹蝕等所致。此外，載荷偏心、機(jī)器的側(cè)振以及跳動(dòng)量過大等，也會(huì)導(dǎo)致彎曲疲勞強(qiáng)度的降低。疲勞壽命數(shù)值過大，有可能是由于操作不慎，在調(diào)試設(shè)備過程中，施加了一兩次過大載荷，從而引起強(qiáng)化效應(yīng)。

因此，為了提高分析結(jié)果的可靠性，需對(duì)疲勞壽命數(shù)據(jù)進(jìn)行可疑值判斷，剔除異常數(shù)據(jù)，并查找異常數(shù)據(jù)出現(xiàn)的原因。如疲勞壽命值過小，則需要觀察試驗(yàn)斷口，取得論據(jù)。常用的可疑數(shù)據(jù)判定原理有肖維勒準(zhǔn)則、拉依達(dá)準(zhǔn)則、格拉布斯準(zhǔn)則、狄克遜準(zhǔn)則、t檢驗(yàn)等。

根據(jù)本次試驗(yàn)的樣本量，選擇采用肖維勒準(zhǔn)則對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行可疑數(shù)據(jù)判斷。其計(jì)算步驟如下。

對(duì)所有疲勞壽命 N_i 取對(duì)數(shù)，記為 x_i ，并計(jì)算出對(duì)數(shù)壽命均值、標(biāo)準(zhǔn)差。

1）根據(jù)樣本量查詢肖維勒系數(shù) C_n ，若 C_nσ ，則沒有可疑數(shù)據(jù)；若 ，則剔除可疑數(shù)據(jù)后重新進(jìn)行可疑數(shù)據(jù)判斷，直至沒有可疑數(shù)據(jù)為止。

2）根據(jù) ，可進(jìn)一步推導(dǎo)出式（4）與式（5），得到符合要求的壽命區(qū)間 [N_min ， N_max] 。若疲勞壽命都在區(qū)間范圍內(nèi)，則無可疑數(shù)據(jù)；若存在疲勞壽命不在區(qū)間范圍內(nèi)，則剔除，步驟同1）。

4.2 成組對(duì)比試驗(yàn)

為深入探究對(duì)比不同工藝下齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度，采用成組對(duì)比法進(jìn)行試驗(yàn)和數(shù)據(jù)處理分析。其中，成組對(duì)比法的數(shù)據(jù)檢驗(yàn)算法通常選取 Φ_t 檢驗(yàn)法，即假定參與對(duì)比的兩組被試件屬于兩個(gè)母體，通過t檢驗(yàn)算法計(jì)算出統(tǒng)計(jì)量 Φ_t ，并與標(biāo)準(zhǔn)參考曲線對(duì)照，以此判定兩個(gè)母體是否有顯著差異。

成組對(duì)比試驗(yàn)必須滿足被抽樣的兩個(gè)母體的標(biāo)準(zhǔn)差相等的條件，即 σ₁=σ₂ 。因此，在應(yīng)用 Φ_t 檢驗(yàn)法之前，需要通過 F 檢驗(yàn)，以證實(shí) σ₁=σ₂ 。 F 檢驗(yàn)的基本思想是：如果兩個(gè)總體的標(biāo)準(zhǔn)差相同，子樣的標(biāo)準(zhǔn)差 s₁ 和 s₂ 的差異完全是由偶然誤差引起的，則被抽樣的兩個(gè)母體的方差比 F 應(yīng)該接近于1；當(dāng) F 超過某限度 F_α 時(shí)，說明兩母體有系統(tǒng)差異存在，就可以認(rèn)為總體的標(biāo)準(zhǔn)差是不同的。方差比可表示為

式中，選取數(shù)值大的方差作為分子，數(shù)值小的方差作為分母，則 F 恒大于1。顯然，方差比 F 是一個(gè)隨機(jī)變量，其分子、分母自由度分別為 v₂=n₂-1 和 v₁= n₁-1 。給定顯著性水平 α （置信度 _1-α ），可根據(jù) F 頻率曲線得到 F_α 值。如果 Fα ，兩個(gè)母體的標(biāo)準(zhǔn)差差別不顯著（ （σ₁=σ₂） ， F 檢驗(yàn)通過，試驗(yàn)滿足成組對(duì)比的條件；如果 Fgt;F_α ， σ_?1 與 σ₂ 之間有顯著差別。通過F 檢驗(yàn)，就可以進(jìn)行 Φ_t 檢驗(yàn)，方法如下：

設(shè)兩組對(duì)比試驗(yàn)的結(jié)果數(shù)據(jù)在剔除可疑數(shù)據(jù)后，兩組數(shù)據(jù)為 x_1i（i=1 ，2，…， n₁） 、 ，2，…，n₂） 。分別用 n_?1 和 n₂ 個(gè)數(shù)據(jù)的算術(shù)平均值 和 來估計(jì)相應(yīng)母體的均值 μ_?1 和 μ₂ ，即

用 n₁ 和 n₂ 個(gè)數(shù)據(jù)的標(biāo)準(zhǔn)差 來估計(jì)總體的標(biāo)準(zhǔn)差 σ₁，σ₂ ，即

統(tǒng)計(jì)量 Φ_t 的計(jì)算式為

給定顯著度 α ，并已知自由度 v=n₁+n₂-2 ，查閱 Ψ_t 分布數(shù)值表，則可確定接受區(qū)間的上、下限 ±t_α 。若∣t∣α ，則認(rèn)為兩個(gè)母體的平均值無顯著差異；若∣t∣gt;t_α ，則認(rèn)為兩個(gè)母體的平均值有顯著差異。

若 F 檢驗(yàn)未通過，則采用近似的 t^′ 檢驗(yàn)，方法如下：

t^′ 值計(jì)算式為

其自由度為

如果求出的 v 值不是整數(shù)，則采用最接近該數(shù)值且比它小的整數(shù)。已知自由度之后，即可由 χ_t 分布數(shù)值表確定臨界值 t_α° 當(dāng) ∣t∣α ，則認(rèn)為兩個(gè)母體的平均值無顯著差異；當(dāng) ∣t∣gt;t_α ，則認(rèn)為兩個(gè)母體的平均值有顯著差異。

5試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

5.1 數(shù)據(jù)預(yù)處理

將正式試驗(yàn)獲得的所有原始數(shù)據(jù)（循環(huán)次數(shù)）取對(duì)數(shù)后計(jì)算每一個(gè)齒輪的均值、標(biāo)準(zhǔn)差[17-18]，并通過肖維勒準(zhǔn)則對(duì)可疑數(shù)據(jù)點(diǎn)進(jìn)行剔除。表4所示為具體計(jì)算結(jié)果。

將試驗(yàn)的疲勞壽命與計(jì)算出的疲勞壽命上下限進(jìn)行對(duì)比，對(duì)以下處于疲勞區(qū)間外的數(shù)據(jù)05-A-03進(jìn)行剔除。對(duì)篩選過后的數(shù)據(jù)計(jì)算出新的對(duì)數(shù)均值和標(biāo)準(zhǔn)差，如表5所示。

5.2 數(shù)據(jù)分析

為比較不同硬化層深度對(duì)齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的影響，數(shù)據(jù)分析將采用成組分析方法，即使用獨(dú)立樣本t檢驗(yàn)比較兩種不同硬化層深度齒輪的彎曲疲勞壽命數(shù)據(jù)的差異。

對(duì)疲勞壽命數(shù)據(jù)進(jìn)行 F 檢驗(yàn)，成組對(duì)比計(jì)算出的結(jié)果如表6所示。

結(jié)果表明， 180kN 下的齒輪B與齒輪A的數(shù)據(jù)對(duì)比結(jié)果通過 F 檢驗(yàn)，進(jìn)一步進(jìn)行 Φ_t 檢驗(yàn)； 220kN 下的齒輪B與齒輪A的數(shù)據(jù)對(duì)比結(jié)果沒有通過 F 檢驗(yàn)，則進(jìn)行近似的 t^′ 檢驗(yàn)。檢驗(yàn)結(jié)果如表7所示。

檢驗(yàn)結(jié)果表明，高、低應(yīng)力級(jí)下兩種不同硬化層深度的齒輪B與齒輪A彎曲疲勞強(qiáng)度差異明顯。因此，對(duì)于兩種齒輪，整體結(jié)論如下：在 95% 置信度下，齒輪B的彎曲疲勞強(qiáng)度高于齒輪A。

6 熱處理質(zhì)量分析

除齒根硬化層深度，熱處理產(chǎn)生的內(nèi)氧化、非馬氏體組織、脫碳、滲層碳化物、表面硬度和心部硬度等均對(duì)齒輪的彎曲疲勞性能有較大影響。

為進(jìn)行對(duì)比分析，解剖了齒輪A和齒輪B的試樣，并進(jìn)行了詳細(xì)的熱處理質(zhì)量檢測，結(jié)果如表8所示。從表8中可以看出，齒輪A和齒輪B的熱處理質(zhì)量均達(dá)到了ISO6336—5標(biāo)準(zhǔn)中的ME級(jí)要求，表明它們?cè)跓崽幚砉に嚿暇憩F(xiàn)出色。其中，齒輪A實(shí)際硬化層深為0.26模數(shù)，而齒輪B實(shí)際硬化層深度達(dá)到0.44模數(shù)。值得注意的是，盡管齒輪B的硬化層深度較大，但其在內(nèi)氧化和非馬氏體組織的控制方面甚至略優(yōu)于齒輪A，且未出現(xiàn)脫碳現(xiàn)象。此外，齒輪B的心部硬度仍有37HRC，未出現(xiàn)淬透現(xiàn)象，仍具有一定的韌性。

綜上所述，在這些熱處理質(zhì)量指標(biāo)的保證下，齒根硬化層深度的顯著提升，使得齒輪B相較于齒輪A在彎曲疲勞試驗(yàn)中展現(xiàn)出了更高的彎曲疲勞強(qiáng)度。

7結(jié)論

1）對(duì)比了不同硬化層深度的風(fēng)電齒輪在相同載荷條件下的彎曲疲勞強(qiáng)度。試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析表明，在95% 置信度下，硬化層深度更深的齒輪B在高、低應(yīng)力級(jí)別下均展現(xiàn)出更優(yōu)越的彎曲疲勞性能。

2）熱處理質(zhì)量分析顯示，齒輪B的硬化層深度、內(nèi)氧化、非馬氏體組織控制以及心部硬度與齒輪A相當(dāng)。這些因素共同作用，保證了齒輪B的彎曲疲勞強(qiáng)度。

3）試驗(yàn)和熱處理質(zhì)量對(duì)比表明，兩種齒輪材料相同、工藝過程一致、加載條件一樣、熱處理質(zhì)量相當(dāng)；齒輪B的彎曲疲旁強(qiáng)度顯著高于齒輪A，這可以歸因于齒輪B具有更深的硬化層深度。

本研究結(jié)果對(duì)于風(fēng)電齒輪的設(shè)計(jì)、制造和熱處理工藝的優(yōu)化具有重要的指導(dǎo)意義，有助于提升風(fēng)電傳動(dòng)系統(tǒng)的整體性能和可靠性。建議在風(fēng)電齒輪的熱處理工藝中，在不考慮成本和嚴(yán)格控制熱處理過程中質(zhì)量前提下，允許齒輪存在更深的硬化層深度。

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Research on comparative testing of bending fatigue strength of wind turbine gearswithdifferenthardened layerdepths

ZHANG Baosong’WANG Zekun’YAN Li'WANG Han2SONG Haopeng2FENG Nan2 （1.CRRCQishuyanLocomotiveamp;Roling StockTechnology Research InstituteCo.，Ltd.，Changzhou23011，China） （2.China Productivity Center forMachinery Co.，Ltd.，Beijing10o044，China）

Abstract：[Objective]Theoperationalconditionsofwind turbinesarecomplexandvariable，which impose higherrequirementsontheload-bearingcapacityandservicelifeofgears.Theimpactofdiferenthardenedlayerdepthsonthebendingfatiguestrengthofindtrbiegearsasivestigatedmingtoproideadsignbasisandtestsupportforthtimiatioofde sign，manufacturing，andheat treatmentprocesss forwindturbinegears.[Methods]Basedonthedesignrequirementsoutlined inthenationalstandardGB/T1423o—2021，comparativebendingfatiguetestswereconductedontwotypesofwindturbine planetarygearswithsignificantlydiferenthardenedlayerdepths.TheChauvenetcriterionwasemployedtoeliminatesuspicious data points from the test data.A grouped comparison method and t -test wereutilized fordataanalysis，and dissectionof the test sampleswasperformedtoverifytheheatreatmentqualityofbothtypesofgears.[Results]Theresultsindicate that，undercomparableheattreatmentqualityconditions，gearswiththegreaterhardenedlayerdepthexhibitsignificantlyhigherbendingfatigue strength at both high and low stress levels compared to those with the shallowerhardened layer depth.

Keywords：Bending fatigue;Hardened layer depth;Wind turbine gear;Comparative test