許洪明 ，曹 航 ，劉 芳 ，葛向東 ，黃福增 ，周 羽

（1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，2.遼寧省航空發(fā)動機沖擊動力學重點實驗室：沈陽 110015）

0 引言

棘輪離合器是超越離合器的一種，是依靠主動、從動部分的相對運動速度變化或旋轉(zhuǎn)方向的變換自動結(jié)合或脫開的離合器[1]。棘輪離合器是航空發(fā)動機和燃氣輪機的起動和傳動裝置的重要組成部分。在發(fā)動機起動時，起動電機軸帶動棘輪旋轉(zhuǎn)，棘輪齒槽頂住棘爪驅(qū)使傳動齒輪旋轉(zhuǎn)，帶動發(fā)動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動，棘輪離合器處于合閘狀態(tài)；當安裝座的轉(zhuǎn)速大于棘輪轉(zhuǎn)速時，棘爪被棘輪齒槽的斜面壓下，使棘爪與棘輪齒槽槽底分離，棘輪和安裝座以各自轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，互不干涉[2]。隨著航空發(fā)動機傳動技術(shù)的發(fā)展，對棘爪離合器的轉(zhuǎn)速要求越來越高，棘爪承受的扭矩越來越大，在使用過程中棘爪出現(xiàn)裂紋和發(fā)生斷裂故障有可能導致發(fā)動機停車，影響使用安全。因此，開展棘輪離合器棘爪斷裂故障的技術(shù)研究具有重要的理論意義和工程價值[3]。

在發(fā)動機起動時，起動電機帶動棘輪旋轉(zhuǎn)，棘輪與棘爪接觸前存在一定的轉(zhuǎn)速差，在實際接觸時棘輪和棘爪會產(chǎn)生碰撞。在棘爪設計時一般會考慮正常使用過程中由于碰撞產(chǎn)生的沖擊載荷影響，并預留一定的安全系數(shù)儲備。宋成軍等[4]、沈小剛等[5]進行了離合器棘爪的碰撞問題分析，研究了碰撞產(chǎn)生的原因和影響；周曉等[6]、冀相安等[7]、侯升亮等[8]、宋萬成等[9]開展了棘輪棘爪碰撞過程的沖擊仿真工作，獲得了棘爪沖擊過程的響應；蘇文斗等[10]、朱湘衡等[11]分析了離合器嚙合過程中動力學特性；楊薇等[12]、黃霞等[13]、李潤方[14]等通過研究齒輪嚙合過程給出了動載荷系數(shù)分析的過程和方法；陳禮順等[15]開展了棘輪棘爪反復作用過程中產(chǎn)生的疲勞裂紋失效模式分析；Zhang等[16]采用有限元法開展了給定沖擊載荷位置狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)響應問題；Chandasekaran等[17]開展了齒輪沖擊載荷與剛度的關(guān)系研究。上述學者的分析和研究揭示了棘輪棘爪的承載和受力過程，以及相應沖擊載荷下的響應，分析方法和研究成果對棘輪離合器結(jié)構(gòu)的設計和碰撞、沖擊分析提供了重要幫助；但分析研究的沖擊載荷主要由正常工作過程中的棘輪棘爪嚙合過程引起，且多數(shù)研究內(nèi)容為分析獲得，而在離合器工作過程中對于異常出現(xiàn)的沖擊載荷較難預計，在實際設計時很難考慮周全。

本文通過仿真分析與試驗相結(jié)合的方法，對某燃氣輪機棘輪離合器棘爪斷裂故障進行分析，確定了導致棘爪斷裂的主要原因。

1 棘輪離合器故障現(xiàn)象

某燃氣輪機棘輪離合器由棘輪、支撐銷、離合器銷子、彈簧、棘爪和傳動齒輪等零件組成，結(jié)構(gòu)如圖1所示。工作原理：起動機軸帶動棘輪旋轉(zhuǎn)，棘輪的齒槽頂住棘爪，由離合器銷子驅(qū)使傳動齒輪與棘輪一起旋轉(zhuǎn)，經(jīng)機匣內(nèi)齒輪傳動，帶動發(fā)動機轉(zhuǎn)子起動；在發(fā)動機正常工作時，高壓軸轉(zhuǎn)速達到一定設計轉(zhuǎn)速、對應棘爪達到臨界脫開轉(zhuǎn)速以上時，離合器脫開，傳動齒輪隨高壓軸轉(zhuǎn)動，棘輪和起動電機停轉(zhuǎn)。某離合器在使用過程中，附件機匣部位出現(xiàn)了3、4 次金屬碰摩的異常聲音，而且振動值有較大波動并伴隨有尖峰狀變化，分解檢查發(fā)現(xiàn)棘輪離合器上3 個棘爪均發(fā)生了斷裂，如圖2、3 所示。斷口分析和材質(zhì)分析結(jié)果表明，棘爪為拉伸過載斷裂，材質(zhì)成分和硬度符合標準要求。

圖3 棘爪斷裂形貌

2 故障原因分析

2.1 故障樹

為分析棘爪斷裂故障原因，編制故障樹如圖4 所示，各項底事件排查見表1。鑒于故障樹底事件內(nèi)容較多，圖4和表1僅列出了主要排查項目。經(jīng)排查，結(jié)構(gòu)、材質(zhì)、加工、均分度等底事件均未發(fā)現(xiàn)明顯異常，可基本排除；主要就棘爪強度是否滿足要求和是否存在異常載荷導致棘爪斷裂進行分析，開展的主要工作包括：棘爪強度分析，靜力試驗研究，沖擊試驗研究和起動電機扭矩測量等。

表1 棘爪斷裂故障樹底事件排查

圖4 棘爪斷裂故障樹

2.2 棘爪強度和壽命分析

棘爪設計狀態(tài)為3 爪同時承載，但考慮實際加工精度影響，棘爪在實際工作狀態(tài)下很難保證3 爪同時承載，最極限狀態(tài)為單爪承載。本文對棘爪進行強度分析時，按單爪承載狀態(tài)考慮。

棘爪受力分析如圖5 所示。其中Fg為棘輪和棘爪間的相互作用力，F(xiàn)1為棘爪和支撐銷間的作用力，F(xiàn)r為棘爪與制動裝置間的作用力，F(xiàn)1和Fr可根據(jù)棘爪載荷平衡關(guān)系由Fg計算獲得。實際測量起動電機穩(wěn)態(tài)最大可能輸出起動扭矩M=630 N·m。單爪承載時，根據(jù)力的平衡方程計算可得Fg=M/r=630/0.0424=14858.5 N，F(xiàn)1=22104 N，F(xiàn)r=10098 N。

圖5 棘爪和銷釘承載

理論分析結(jié)果：棘爪的薄弱環(huán)節(jié)為耳片部位，在F1作用下的載荷分解如圖6 所示。將載荷F1分解到a-a 和b-b 截面，計算棘爪耳片的抗拉伸強度安全系數(shù)；將F1按雙剪切面分解到c-c 和d-d 截面，計算棘爪耳片的抗剪切強度安全系數(shù)。單爪承載時，棘爪安全系數(shù)計算結(jié)果見表2，極限強度安全系數(shù)最低為1.77，棘爪滿足強度設計要求。

表2 單棘承載時強度理論分析結(jié)果

圖6 棘爪載荷分解

有限元仿真分析結(jié)果：模型和應力如圖7 所示，主要薄弱部位為b-b截面耳片內(nèi)側(cè)（圖6）。單個棘爪承載時，棘爪耳片處b-b截面的名義應力為696 MPa，極限強度安全系數(shù)1.65，滿足靜強度設計要求。此外，耳片處存在應力水平較大的局部應力集中點，最大單點應力2200 MPa，應力集中系數(shù)約3.16，采用名義應力法并考慮應力集中系數(shù)影響計算棘爪壽命：單個棘爪承載時的壽命約為11350（-3σ 值），2 爪時為128612，3 爪承載時壽命超過107，均能滿足2000 次的疲勞壽命設計要求。

圖7 棘爪仿真分析模型及應力

2.3 棘爪靜力試驗

靜力試驗目的為獲得靜載狀態(tài)下的棘爪破壞模式和破壞載荷，驗證強度分析的準確性。試驗安裝加載方案如圖8 所示，試驗裝置如圖9 所示。試驗載荷按扭矩630 N·m 設計，取單個棘爪承載時的最大載荷Fg＝14859 N 作為試驗考核載荷。試驗結(jié)果見表3，破壞模式如圖10 所示。試驗結(jié)果表明：

表3 棘爪靜力試驗結(jié)果

圖8 棘爪靜力試驗工裝和試驗方案

圖9 棘爪靜力試驗裝置

圖10 棘爪靜力試驗破壞模式

（1）棘爪平均破壞載荷為25.1 kN，試驗現(xiàn)象為雙耳片屈服后，單個耳片發(fā)生斷裂；

（2）單個棘爪承載的極限強度安全系數(shù)為1.69，介于強度理論分析（1.77）和有限元分析結(jié)果（1.65）之間，兩種分析方法的誤差分別為4.7%和2.4%。

2.4 棘爪抗沖擊試驗

根據(jù)上述強度分析和靜力試驗結(jié)果，單個棘爪承載狀態(tài)可以滿足靜強度設計要求。為分析棘爪在沖擊載荷作用下承載能力和破壞模式，規(guī)劃開展了棘爪抗沖擊能力試驗，試驗方案如圖11 所示，棘爪工裝和加載位置與靜力試驗相同，沖擊載荷通過擺錘施加，試驗裝置如圖12所示。

圖11 沖擊試驗方案

圖12 沖擊試驗裝置

在沖擊試驗中，沖擊載荷的確定與沖擊作用時間密切相關(guān)，為更加準確的測得沖擊過程中相互作用時間，分別采用加速度傳感器（采樣率100 kHz，誤差0.01 ms）和高速攝像的方式測量沖擊時間，其中，加速度傳感器分別安裝在棘爪工裝和擺錘上。通過棘爪工裝和擺錘的加速度變化規(guī)律共同分析確定沖擊時間，再通過高速攝像裝置記錄的沖擊試驗過程對撞擊時間進行輔助判定，以最終確定沖擊時間，計算沖擊載荷。

沖擊試驗參數(shù)和結(jié)果見表4，擺錘初始能量300 J，棘爪斷裂消耗能量約170 J，傳感器測得的工裝和擺錘加速度變化規(guī)律如圖13 所示，高速攝像設備采集的沖擊過程如圖14所示，棘爪破壞模式如圖15所示。由試驗結(jié)果可知：加速度傳感器測得的沖擊時間與高速攝像裝置采集的沖擊時間（見表5）非常接近，最短為1.39 ms，換算最大沖擊載荷為28.5 kN；部分棘爪出現(xiàn)了與故障現(xiàn)象相似的破壞模式（耳片雙面斷裂），部分棘爪出現(xiàn)了與靜力試驗相似的破壞模式（屈服后耳片單面拉伸斷裂）。

表4 沖擊試驗結(jié)果

表5 高速攝像撞擊時間

圖13 沖擊過程加速度變化規(guī)律（試驗件3）

圖14 擺錘與棘爪沖擊過程

圖15 棘爪沖擊破壞模式

2.5 棘爪斷裂原因分析

棘爪靜力試驗測得的單個棘爪靜力破壞載荷為25.1kN，單個棘爪可承受的最大靜扭矩為1064 N·m；而起動電機正常起動狀態(tài)的最大扭矩不超過400 N·m；因此，正常起動過程中的扭矩不會造成棘爪斷裂。

棘爪沖擊試驗測得的單個棘爪沖擊破壞載荷25.7~28.5 kN，換算扭矩為1089~1208 N·m；如起動過程中存在較大的沖擊載荷，則可能超過單個棘爪的抗沖擊能力，導致棘爪破壞。根據(jù)沖擊試驗和發(fā)生斷裂故障的棘爪破壞模式分析可知，故障發(fā)生時的沖擊載荷要明顯高于棘爪抗沖擊試驗的載荷狀態(tài)。因此，結(jié)合理論分析和試驗數(shù)據(jù)，分析認為棘爪斷裂的原因為起動過程中存在較大的沖擊載荷，超過了棘爪的承載能力，導致棘爪瞬時過載斷裂。

為分析起動過程中是否存在較大的沖擊載荷，實際測量了電機起動過程中的扭矩變化規(guī)律，如圖16所示。由測量結(jié)果可知：在起動電機起動后的第13 s附近，存在明顯的電流突降和突升現(xiàn)象；電流突降時，棘輪暫時失去驅(qū)動力，與棘爪無相互作用；電流突升時，起動電機軸又會以非常高的功率狀態(tài)重新驅(qū)動棘輪高速旋轉(zhuǎn)，與棘爪產(chǎn)生碰撞，瞬時產(chǎn)生較大的沖擊載荷（實測最高約630 N·m，受采樣頻次限制，實際載荷可能更高）。由于電流突升的過程非常短暫，動載荷系數(shù)較大，當載荷超過棘爪的承載極限（動載荷系數(shù)1.7以上時），則會引起棘爪瞬時過載斷裂。

圖16 起動電機起動過程扭矩變化規(guī)律

本次故障中電流突降突升是由于工作過程中電機控制器敏感到過熱信號，溫度開關(guān)失效導致的控制器電流短時停止輸出后又迅速復位恢復造成的，已通過改進溫控開關(guān)優(yōu)化程序解決。

綜上所述，棘爪斷裂的原因為，起動電機在起動過程中因電流突降突升產(chǎn)生的較大沖擊載荷超過了棘爪的實際承載能力，致使棘爪發(fā)生了斷裂故障。

2.6 離合器許用載荷分析

沖擊載荷的動載荷系數(shù)與實際沖擊過程相關(guān)，沖擊過程越短暫，動載荷系數(shù)越大，當沖擊載荷超過棘爪或連接結(jié)構(gòu)的承載能力時，會造成棘爪或連接結(jié)構(gòu)的損傷甚至破壞。根據(jù)上述試驗和分析結(jié)果，考慮起動過程中棘輪和棘爪碰撞時的沖擊載荷影響，取1.5倍安全系數(shù)，計算得到了某型燃氣輪機棘輪離合器單個棘爪承載狀態(tài)下的起動電機許用輸出扭矩為407 N·m，對應靜載安全系數(shù)為2.61，如按照棘爪材料屈服強度設計，單個棘爪承載時允許的許用沖擊扭矩為361 N·m。上述許用載荷可用于指導該離合器的改進設計工作。

3 結(jié)論

（1）發(fā)動機正常起動過程中，棘輪驅(qū)動棘爪帶動發(fā)動機旋轉(zhuǎn)，起動扭矩會逐漸變大，沖擊效果并不明顯；但當起動電流發(fā)生異常突降突升時，棘輪和棘爪重新接觸的瞬間會產(chǎn)生較大的沖擊載荷。

（2）通過理論分析和試驗相結(jié)合的方法，確定了棘輪離合器棘爪斷裂的原因，給出了棘爪實際承載能力和起動電機許用輸出扭矩，分析方法和分析結(jié)果可為棘輪離合器的強度設計和斷裂故障分析提供參考。

（3）確保電機控制系統(tǒng)穩(wěn)定工作，避免產(chǎn)生額外的異常電流突降和突升，能有效降低棘爪受到過大沖擊載荷的概率，避免故障發(fā)生。

（4）在棘爪設計和加工時，應盡量保證設計和加工精度，避免出現(xiàn)單個棘爪承載的現(xiàn)象，在2爪或3爪承載的狀態(tài)下，即使存在較大的沖擊扭矩，棘爪也能滿足強度設計要求。