楊永剛 陳德鑫 李松松 魏寒

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

汽車變速器輸出軸齒座限位花鍵軸向斷裂失效分析與試驗(yàn)研究

楊永剛 陳德鑫 李松松 魏寒

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

針對某汽車變速器輸出軸齒座限位花鍵軸向頻繁斷裂的失效現(xiàn)象，從斷口形貌、材料成分、力學(xué)性能、受力狀態(tài)以及樣件拆檢等方面對輸出軸齒座限位花鍵進(jìn)行了詳細(xì)分析。應(yīng)用感壓紙測試技術(shù)和有限元計(jì)算分析，確定輸出軸齒座限位花鍵異常受力是導(dǎo)致其軸向斷裂的根本原因，并通過控制輸出軸定位、改進(jìn)花鍵配合等措施，避免該花鍵承受異常載荷，解決了斷裂失效問題。

1 前言

花鍵的主要作用是傳遞扭矩，其主要失效形式為齒面磨損或壓潰、沿周向的齒根剪斷或彎斷等。變速器輸出軸的軸端花鍵除了與齒座配合傳遞扭矩外，還起到為齒座進(jìn)行軸向限位的作用，即在該花鍵的齒座端面一側(cè)加工卡環(huán)槽，將卡環(huán)安裝在卡環(huán)槽內(nèi)，實(shí)現(xiàn)對齒座的軸向限位。因此，其還會(huì)出現(xiàn)花鍵沿軸向斷裂的現(xiàn)象，嚴(yán)重影響變速器的可靠耐久性。

本文針對某汽車變速器頻繁出現(xiàn)輸出軸齒座限位花鍵軸向斷裂失效問題，從斷口形貌、材料成分、力學(xué)性能、受力狀態(tài)以及樣件拆檢等方面對斷裂原因進(jìn)行詳細(xì)分析[1～3]，并進(jìn)行試驗(yàn)測試。

2 失效現(xiàn)象描述

某后置后驅(qū)汽車變速器結(jié)構(gòu)如圖1所示。其為機(jī)械式全斜齒輪結(jié)構(gòu)，單中間軸，共6個(gè)前進(jìn)擋，最大傳動(dòng)比7.716，最大輸入扭矩1 600 N·m，輸入軸、中間軸及輸出軸均通過錐軸承進(jìn)行支撐。該變速器在道路試驗(yàn)過程中頻繁出現(xiàn)用于5擋、6擋齒座限位的輸出軸花鍵沿軸向斷裂的失效現(xiàn)象，平均失效里程為5 000 km，屬于早期的失效問題。

觀察齒座限位花鍵的宏觀斷口形貌，可初步判斷花鍵的斷裂形式為疲勞破壞，疲勞源在花鍵端面的根部，位于5擋、6擋齒座一側(cè)[4]。

圖1 變速器結(jié)構(gòu)示意

3 失效原因分析

3.1 材料分析

針對失效部位的花鍵進(jìn)行取樣分析，表1為材料化學(xué)成分的分析結(jié)果，按照GB/T 4336進(jìn)行檢驗(yàn)。表2為材料的力學(xué)性能分析結(jié)果，按照GB/T 4340和GB/T 9450進(jìn)行檢驗(yàn)。經(jīng)檢驗(yàn)，輸出軸齒座限位花鍵的材料成分、金相組織、表面硬度、心部硬度、有效硬化層深均符合技術(shù)要求。

表1 材料化學(xué)成分檢驗(yàn)結(jié)果 %

表2 材料力學(xué)性能檢驗(yàn)結(jié)果

3.2 理想受力狀態(tài)花鍵強(qiáng)度計(jì)算

理想狀態(tài)下，齒座限位花鍵的傳力路線分析如下[5]。對于5擋驅(qū)動(dòng)工況，常嚙合齒輪軸向力F1向前，5擋齒輪的軸向力F2向后，不會(huì)傳遞到5擋、6擋齒座上，排除該工況產(chǎn)生的作用力對輸出軸齒座限位花鍵的影響；對于5擋反拖工況，常嚙合齒輪軸向力F1向后(由變速器殼體承受)，5擋齒輪的軸向力F2朝向5擋、6擋齒座側(cè)，該作用力可以經(jīng)由卡環(huán)傳遞到輸出軸齒座限位花鍵端面，可能會(huì)對輸出軸齒座限位花鍵的失效造成影響。

通過有限元計(jì)算[6]，對齒座限位花鍵強(qiáng)度進(jìn)行校核。在發(fā)動(dòng)機(jī)最大制動(dòng)扭矩條件下，5擋齒輪產(chǎn)生的最大軸向力為5 085 N。均勻施加在齒座限位花鍵端部的卡環(huán)一側(cè)，輸出軸固定，卡環(huán)與花鍵之間定義為接觸，花鍵材料的彈性模量為210 GPa，單元類型采用2階10節(jié)點(diǎn)四面體單元，卡環(huán)定義為剛體，計(jì)算結(jié)果如圖2所示?；ㄦI的最大應(yīng)力80 MPa出現(xiàn)在花鍵的根部，遠(yuǎn)小于花鍵材料的屈服極限835 MPa，該作用力不足以導(dǎo)致齒座限位花鍵斷裂?？芍?，在正常工作狀態(tài)下，花鍵材料力學(xué)性能滿足設(shè)計(jì)要求時(shí)，完全能夠保證齒座限位花鍵滿足使用要求，不存在導(dǎo)致失效花鍵斷裂的風(fēng)險(xiǎn)，只能是異常受力導(dǎo)致齒座限位花鍵斷裂。

圖2 5擋反拖工況花鍵有限元計(jì)算結(jié)果

3.3 變速器拆檢分析

3.3.1 拆檢分析

對問題變速器進(jìn)行拆檢分析，以尋找異常受力的原因。拆檢過程中發(fā)現(xiàn)如下問題。

a.輸入軸與輸出軸錐軸承軸向無預(yù)緊

由于該變速器的軸使用錐軸承進(jìn)行支撐，一般需采用在軸承外圈安裝調(diào)整墊片的方式，通過調(diào)整墊片的過盈量來調(diào)節(jié)錐軸承的預(yù)緊力以及增加軸的支撐剛度。通過對拆檢變速器輸入軸與輸出軸錐軸承調(diào)整墊片過盈量進(jìn)行測量，發(fā)現(xiàn)錐軸承軸向無預(yù)緊，且軸向間隙達(dá)到0.44 mm，不符合設(shè)計(jì)要求。

b.6擋接合齒與5擋、6擋齒座端面有磨損痕跡

拆檢中發(fā)現(xiàn)6擋接合齒與5擋、6擋齒座端面處有較嚴(yán)重的磨損痕跡，在變速器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中磨損部位發(fā)生了干涉。但實(shí)際上，6擋接合齒端面與5擋、6擋齒座端面的間隙達(dá)到0.66 mm，理論上不可能發(fā)生干涉。推測是由于輸入軸與輸出軸的錐軸承軸向無預(yù)緊且為間隙配合，導(dǎo)致輸入軸、輸出軸定位不準(zhǔn)，在齒輪嚙合力產(chǎn)生的較大彎矩作用下，使6擋接合齒與5擋、6擋齒座端面發(fā)生干涉，產(chǎn)生較大的干涉力，在長時(shí)間的旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下造成磨損。

c.5擋、6擋齒座內(nèi)花鍵與輸出軸外花鍵配合松動(dòng)

拆檢中發(fā)現(xiàn)5擋、6擋齒座內(nèi)花鍵與輸出軸外花鍵配合松動(dòng)，齒座晃動(dòng)量較大。對齒座的軸向晃動(dòng)量進(jìn)行測量，拆除齒座卡環(huán)，在齒座的一端施加載荷，測得齒座卡環(huán)處的軸向晃動(dòng)量達(dá)到0.67 mm，說明花鍵配合為間隙配合。

3.3.2 齒座限位花鍵斷裂原因初步推斷

根據(jù)變速器拆檢發(fā)現(xiàn)的問題可推測，由于輸入軸與輸出軸無法準(zhǔn)確定位導(dǎo)致6擋接合齒端面和5擋、6擋齒座端面發(fā)生干涉，5擋、6擋齒座端面承受較大的干涉力，同時(shí)由于5擋、6擋齒座內(nèi)花鍵與輸出軸外花鍵配合松動(dòng)，在5擋、6擋齒座端面的一側(cè)承受干涉力時(shí)，以齒座和軸肩的接觸點(diǎn)為支點(diǎn)，另一側(cè)會(huì)翹起并與卡環(huán)干涉，導(dǎo)致卡環(huán)與花鍵槽發(fā)生干涉，使得齒座限位花鍵端面承受較大的干涉力。

以變速器在2擋擋位為例進(jìn)行分析。此時(shí)，5擋、6擋齒座不傳遞扭矩。2擋齒輪上作用有嚙合力，經(jīng)由輸出軸傳遞給輸入軸一個(gè)支撐力，由于輸入軸和輸出軸無法準(zhǔn)確定位，會(huì)以輸入軸和輸出軸錐軸承為支點(diǎn)發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)，導(dǎo)致6擋接合齒的端面和5擋、6擋齒座的端面發(fā)生干涉，傳遞給5擋、6擋齒座一個(gè)干涉力，進(jìn)而通過5擋、6擋齒座傳遞給卡環(huán)一個(gè)卡環(huán)作用力，卡環(huán)將作用力直接傳遞給失效花鍵，最終導(dǎo)致失效花鍵承受偏載軸向作用力。由于輸出軸在工作時(shí)是處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài)的，而該干涉力作用方向始終不變，將導(dǎo)致失效花鍵圓周方向各個(gè)位置均會(huì)受到軸向干涉力的作用。

3.4 試驗(yàn)測試

3.4.1 測試方案

為了測試6擋接合齒端面和5擋、6擋齒座端面的干涉力以及齒座限位花鍵端面承受的偏載力大小，分別在齒座限位花鍵卡環(huán)處和5擋、6擋齒座端面處加裝感壓紙，通過感壓紙測試技術(shù)測試兩個(gè)零件之間的接觸壓力。感壓紙測試上限為300 MPa，測試下限為130 MPa。

將變速器進(jìn)行裝配并安裝在臺架上，變速器的輸出端固定，輸入端施加扭矩，測試靜載條件下安裝感壓紙部位的受力情況。

3.4.2 測試條件

對不同過盈量的調(diào)整墊片做試驗(yàn)，條件見表3。

表3 試驗(yàn)條件

3.4.3 測試結(jié)果

不同調(diào)整墊片過盈量下，5擋、6擋齒座端面處的干涉壓強(qiáng)測試結(jié)果見圖3的橢圓區(qū)域，花鍵端面處干涉壓強(qiáng)測試結(jié)果見圖4的橢圓區(qū)域（圖3和圖4所示的圓形壓力測試結(jié)果為感壓紙裁剪過程中剪刀對感壓紙作用的壓強(qiáng)）。圖3a平均壓強(qiáng)＞148.5 MPa，最大壓強(qiáng)＞300 MPa；圖3b平均壓強(qiáng)為130 MPa，最大壓強(qiáng)為193.5 MPa；圖3c平均壓強(qiáng)＜130 MPa，最大壓強(qiáng)為130.5 MPa；圖4a平均壓強(qiáng)為175.5 MPa，最大壓強(qiáng)＞300 MPa；圖4b平均壓強(qiáng)為135 MPa，最大壓強(qiáng)＞300 MPa；圖4c未測試到干涉壓強(qiáng)值。由圖3可知，在調(diào)整墊片過盈量為間隙的時(shí)候，5擋、6擋齒座和6擋接合齒之間存在較大干涉力，并且由于5擋、6擋齒座與輸出軸齒座限位花鍵為間隙配合，該干涉力直接通過卡環(huán)傳遞到齒座限位花鍵端面，從而引起圖4所示的齒座限位花鍵端面的偏載作用力。隨著調(diào)整墊片過盈量的增加，5擋、6擋齒座處的干涉力減小，齒座限位花鍵端面的偏載力也隨之減小，尤其是在較大過盈量時(shí)，偏載痕跡已經(jīng)不明顯，與拆檢分析的推斷一致。

圖3 5擋、6擋齒座端面處干涉壓強(qiáng)測試結(jié)果

圖4 花鍵端面處干涉壓強(qiáng)測試結(jié)果

3.5 實(shí)際受力狀態(tài)花鍵強(qiáng)度計(jì)算

以調(diào)整墊片過盈量為-0.44 mm的齒座限位花鍵端面干涉壓強(qiáng)的試驗(yàn)測試結(jié)果作為加載條件，重新對失效花鍵進(jìn)行有限元計(jì)算，結(jié)果如圖5所示?？芍?，齒座限位花鍵端面的最大應(yīng)力為811 MPa，與材料的屈服極限835 MPa十分接近。可見，在變速器輸入軸與輸出軸錐軸承無預(yù)緊狀態(tài)下，齒座限位花鍵端面承受著接近于材料屈服極限的偏載力。齒座限位花鍵的作用力來自于齒輪嚙合力經(jīng)由輸出軸傳遞給輸入軸，并由輸入軸接合齒對齒座的干涉力傳遞到失效花鍵，而在變速器工作過程中齒輪嚙合力的作用方向是固定不變的，因此傳遞至失效花鍵的偏載作用力方向也固定不變，但是失效花鍵在工作中是處于旋轉(zhuǎn)狀態(tài)的，因此對于每一個(gè)花鍵齒均承受交變載荷作用。因此，推斷失效花鍵斷裂的原因?yàn)檩^大交變載荷下的疲勞破壞。

3.6 失效分析結(jié)論

a.輸入軸和輸出軸錐軸承的調(diào)整墊片過盈量調(diào)整不當(dāng)，在擋位齒輪嚙合力作用下，軸的定位不準(zhǔn)，從而引起6擋接合齒對5擋、6擋齒座偏載作用力過大，是輸出軸齒座限位花鍵軸向斷裂的根本原因；

b.由于5擋、6擋齒座內(nèi)花鍵與輸出軸外花鍵的配合為間隙配合，導(dǎo)致5擋、6擋齒座的偏載作用力能夠直接傳遞給輸出軸齒座限位花鍵，致使輸出軸齒座限位花鍵端面承受較大的軸向交變載荷作用；

c.失效花鍵的斷裂性質(zhì)應(yīng)為疲勞斷裂。

圖5 花鍵異常受力狀態(tài)下有限元計(jì)算結(jié)果

4 改進(jìn)及驗(yàn)證

根據(jù)分析對變速器進(jìn)行如下改進(jìn)：

a.嚴(yán)格控制輸入軸和輸出軸錐軸承調(diào)整墊片的過盈量，保證滿足設(shè)計(jì)要求，且盡量向調(diào)整范圍的上限進(jìn)行調(diào)整；

b.將5擋、6擋齒座內(nèi)花鍵與輸出軸外花鍵的配合更改為過盈配合。

將改進(jìn)后共計(jì)3臺變速器總成分別裝入整車，進(jìn)行目標(biāo)行駛里程為10萬公里的變速器行駛可靠性整車道路試驗(yàn)驗(yàn)證，順利的完成了全壽命的道路試驗(yàn)驗(yàn)證，未出現(xiàn)輸出軸齒座限位花鍵沿軸向斷裂的失效問題，驗(yàn)證了失效分析的正確性和合理性。

5 結(jié)束語

針對某汽車變速器輸出軸齒座限位花鍵軸向頻繁斷裂問題，從斷口形貌、材料成分、力學(xué)性能、受力狀態(tài)以及樣件拆檢等方面進(jìn)行了詳細(xì)分析；通過拆檢分析和試驗(yàn)分析相結(jié)合，確定了輸出軸齒座限位花鍵端面異常受力的原因。并通過控制輸出軸定位、改進(jìn)花鍵配合等措施，解決了變速器輸出軸齒座限位花鍵軸向斷裂的失效問題。

1 孫維連，陳再良.王成彪.機(jī)械產(chǎn)品失效分析思路及失效案例分析.材料熱處理學(xué)報(bào)，2004：69～73.

2 胡世貴，等.機(jī)械失效分析手冊.成都：四川科學(xué)技術(shù)出版社，1989.

3 王國安，孟顯利，甘建琨.工程機(jī)械結(jié)構(gòu)件失效分析研究及應(yīng)用.裝備制造技術(shù)，2010（5）：137～139.

4 徐灝.疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981.

5 譚慶昌，趙洪志.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，2008.

6 趙騰倫.ABAQUS在機(jī)械工程中的應(yīng)用.北京：中國水利水電出版社，2007.

（責(zé)任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年7月11日。

Failure Analysis and Experimental Study on the Axial Fracture of Spline for the Limit of the Hub of Vehicle Transmission Output Shaft

Yang Yonggang,Chen Dexin,Li Songsong,Wei Han
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

Axial fracture occurred frequently to output shaft limit spline of a vehicle transmission,to solve this problem,the fracture morphology,material composition,mechanical property,stress state and sample part inspection of the output shaft limit spline were analyzed in details.By using pressure sensitive paper testing technology and finite element analysis,It was found that the abnormal stress to the output shaft limit spline was the root cause of axial fracture.By controlling the output shaft position and improving the spline fit,the spline abnormal under load is avoided,and the axial fracture of output shaft limit spline of a vehicle transmission is solved successfully.

Vehicle transmission,Output shaft,Spline fracture,Failure analysis

汽車變速器 輸出軸 花鍵斷裂 失效分析

U463.212

A

1000-3703（2017）07-0016-04