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钻井泵齿轮轴断齿分析
朱建军
(宝鸡石油机械厂，宝鸡721002)
摘 要：采用化学成分分析、力学性能测定、金相检验以及断口宏、微观分析等方法，对钻井泵齿轮轴断齿进行了分析。结合对钻井泵服役过程、齿轮轴与曲轴大齿圈相互配合位置关系的调查，以及齿轮轴齿轮弯曲疲劳强度的校核等，认为，齿轮轴断齿主要是由于主轴承螺栓在断裂过程中，使齿轮轴与大齿圈的啮合错位、齿轮偏载，局部在冲击弯曲疲劳作用下萌生裂纹，最终导致疲劳断裂。齿轮轴材料的脆性较大也促进了这一过程的发生。
关键词：钻井泵；齿轮轴；偏载；断齿；疲劳
1 情况简介
某油田钻井队在停钻取芯并对设备进行例行检查时，发现钻井泵齿轮轴齿轮多处断齿。该钻井泵主轴承螺栓曾发生断裂，修复后到发现断齿之前又使用了约202h。据了解该泵额定功率960kW，冲数120冲/min，齿轮速比4.206∶1，失效前累计运转222h。
齿轮轴材料为40CrNiMoA钢，生产工艺流程：锻→粗加工→调质处理→精加工。调质处理硬度要求为315～345HBS。
2 检验与结果
2.1 齿轮受损情况检查
失效齿轮为人字齿，齿宽346mm，齿高约21mm。齿轮轴一侧有12个齿被打断，断齿长度为51～65mm，断裂均发生在齿根部见图1.检查断齿的承载面，可见其上有麻点剥落，麻点剥落带较宽，且有严重的塑性变形压痕，塑性变形区始于齿顶，高度约16mm，见图2.另外，断齿的非承载面有严重损伤和类似于承载面的塑性变形压痕，在靠近齿端处有麻点剥落，见图3。
对齿轮轴和与之配合的曲轴上的大齿圈的齿面受损情况进行了检查。在齿轮轴齿轮承载面靠近断裂主轴承螺栓一侧均有较为严重的麻点剥落，但离齿轮中部越近，麻点剥落越轻。同时发现距齿牙端部约40mm范围内有塑性变形压痕。非承载面麻点剥落主要集中于人字顶部的小片区域。大齿圈靠断裂螺栓一侧很少或没有麻点剥落，而另一侧的承载面和非承载面均有较严重的麻点剥落。
以上分析表明，齿轮受力严重不均，齿轮轴靠近断裂主轴承螺栓一侧受力较大，而大齿圈相对螺栓一侧受力较大。根据齿面损坏规律分析，齿轮重心向一侧倾斜。
图1 齿轮轴断齿位置
图2 断齿承载侧
图3 断齿非承载侧
图4 断齿宏观断口形貌
2.2 宏观断口分析
断齿宏观断口形貌见图4.齿根部未塑性变形处有明显的刀痕线，从断口与承载面的交线可以看出，断口是在刀痕线上起裂的，见图2.断面的大部分区域很光滑，其上有收敛于承载侧齿根的棱线，断面近似垂直于弯曲拉应力方向，具有疲劳扩展区的特征。在近非承载侧有一狭窄带状区，带宽约0.5～2.5mm，断面未受油迹污染，显然为一次瞬断区，见图4右侧。
宏观断口分析表明，该齿轮断裂属疲劳破断。是由于弯曲载荷多次冲击，在齿根部的刀痕线应力集中处萌生裂纹，裂纹经过一定时间扩展，最后导致齿轮折断。其中疲劳扩展区约占整个断口面积的95%以上。
2.3 显微断口分析
在断齿上取样，置于扫描电镜下观察，断裂起源于加工刀痕线，见图5。在裂纹扩展的初期可观察到间距较窄的疲劳辉纹(见图6)；随着裂纹的扩展，疲劳辉纹逐渐加宽。瞬断区微观形貌为韧窝+少量准解理，见图7。
显微断口分析证实，齿轮轴断齿为疲劳失效。齿根部为疲劳源区，光滑的弧面为疲劳扩展区，靠非承载侧的带状区为瞬断区。疲劳扩展过程中有载荷的增加。
图5 裂源区及加工刀痕形貌
图6 疲劳辉纹
图7 韧窝+少量准解理
图8 硬度试验结果(HRC)
2.4 化学成分分析
在断齿上取样，经碳硫分析仪和SPECTROVA21000直读光谱仪分析，证明齿轮轴材料的化学成分符合标准规定，结果(质量分数)见表1.
2.5 力学性能测定
在断齿横断面上进行硬度测试，结果示于图8。取齿向5mm×10mm×55mm夏比V型缺口试样进行冲击试验，冲击值为17J，冲击断口电镜形貌为准解理。冲击试验结果表明，断齿材质脆性较大。
2.6 金相检验
光学显微镜下观察，齿顶及齿中部金相组织为回火索氏体+少量粒状贝氏体，齿根部组织为回火索氏体+粒状贝氏体+少量上贝氏体，晶粒度7.5级。按GB/T10561-1989评定，非金属夹杂物为A0.5，B0.5和D1.5。
3 分析与讨论
3.1 齿轮轴齿轮弯曲疲劳强度校核
齿轮轴齿根部所承受的弯曲应力可由下式计算[1]
σF=Ft(KAKVKFαKβYFYδYβ)/bmn
(1)
Ft=2000T/D1
(2)
式中 Ft———分度圆上的圆周力
T———传递扭矩，Nm
D1———分度圆直径，340mm
b———齿宽，b=346mm
mn———齿轮法面模数，mn=8。26
KA———工况系数，根据该泵为多缸单作用泵的条件，取KA=2.00
KV———动载系数，KV=1.14
KFα———载荷分配系数，根据失效齿轮7级精度的要求，取KFα=1.16
Kβ———齿向载荷分布系数，Kβ=1.05
YF———齿形系数，YF=2.21
Yδ———弯曲强度重合度系数，经过计算该泵齿轮重合度系数εα=1.39，故取Yδ=0.77
Yβ———螺旋角系数，根据εβ=bsinβ/πmn，可求得εβ=7。51，故Yβ=0.75
已知，该泵功率P=960kW，齿轮轴转速n1=50417r/min，故得T=9549×960/504.7=18.16(kN·m)
将T值代入式(2)得Ft=2000×18.6×103/340=106.8(kN)
再将上述数据代入式(1)，可得σF=(106.8×103×2×1.14×1.16×1.05×2.21×0.77×0.75)/(0.346×8.26×10-3)=132.5(MPa)。即齿轮轴齿根部承受了1332.5MPa的弯曲应力。
根据齿轮轴齿根部实际硬度做一个估算，当齿轮轴齿根部硬度为30.5HRC时，根据强度和硬度间的近似关系，可得其抗拉强度约为958MPa；若取弯曲疲劳极限σ-1为抗拉强度的0.4，则该泵齿轮轴齿轮的疲劳极限σ-1=383MPa，且考虑到单向弯曲疲劳极限高于σ-1的事实，因此在正常载荷情况下，齿轮轴齿轮具有足够的抗弯曲疲劳失效能力。
3.2 啮合齿轮的轴线倾斜是导致断齿的主要原因
图9是断裂主轴承螺栓和齿轮轴与大齿圈的相对位置示意图。在主轴承螺栓断裂过程中，大齿圈靠近该端的振动幅度加大。这种振动相当于在齿轮轴齿轮端部附加了一个冲击载荷，且随着主轴承螺栓裂纹的逐渐加大和其定位功能恶化，大齿圈端部的振动幅度进一步加大，施加给齿轮轴齿轮端部的冲击力亦加大，当受力最大的齿轮轴齿轮端部齿根所承受的弯曲应力达到其弯曲疲劳强度时，就会萌生疲劳裂纹。疲劳扩展中后期的辉纹间距变大，也证实齿轮轴齿轮端部附加的冲击力不断加大。萌生的疲劳裂纹在冲击弯曲载荷作用下不断扩展并最终导致疲劳断裂。由于轴线偏斜、载荷不均，使承载面局部变形，并形成点坑。同样，非承载面亦受到挤压
和摩擦，产生麻点剥落和塑性变形。
图9 断裂的主轴承螺栓、齿轮轴、大齿圈相对位置示意图
3.3 第二类回火脆是造成轴材料脆性较大的原因
从力学性能测定结果来看，断齿的冲击值仅为17J，这显然较40CrNiMoA钢正常调质处理的冲击值要偏低。另取样在原齿轮轴回火温度的基础上提高30℃回火后，再做冲击试验，冲击值为48J，证实原齿轮轴回火温度正好处于第二类回火脆性温度区，因此第二类回火脆性区是造成齿轮轴材料脆性较大的原因。
综上所述，主轴承螺栓断裂造成齿轮轴线偏斜，而偏载冲击弯曲载荷是齿轮断齿的主要原因。而齿轮材质韧性及抗裂纹扩展能力较差，加速了断齿过程。另外，表面加工刀痕的应力集中对其断裂也有一定影响。
4 结论与建议
钻井泵齿轮轴断齿是在冲击弯曲载荷作用下的疲劳失效。其主要原因是在主轴承螺栓断裂过程中，使齿轮轴线偏斜，靠近断裂螺栓一侧产生了较大振动及偏载。齿轮轴材料的脆性较大也促进了这一过程的发生；表面加工刀痕对其断裂也有一定影响。
尽管这起齿轮轴断齿事故的发生，主要是由于主轴承螺栓的断裂引起的，但同时也暴露出齿轮轴材料的脆性较大以及齿轮加工质量尚需提高等问题。为此建议：适当提高回火温度度(提高20～30℃)，避免材料产生第二类回火脆性；另外，加强制齿刀具的修磨、检查，控制进刀量，提高齿轮加工质量。
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