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行了詳細分析。應用感壓紙測試技術和有限元計算分析，確定輸出軸齒座限位花鍵異常受力是導致其軸向斷裂的根本原因，并通過控制輸出軸定位、改進花鍵配合等措施，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，還起到為齒座進行軸向限位的作用，即在該花鍵的齒座端面一側加工卡環(huán)槽，將卡環(huán)安裝在卡環(huán)槽內，實現(xiàn)對齒座的軸向限位。因此，其還會出現(xiàn)花鍵沿軸向斷裂的現(xiàn)象，嚴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、力學性能、受力狀態(tài)以及樣件拆檢等方面對斷裂原因進行詳細分析[1～3]，并進行試驗測試。

2 失效現(xiàn)象描述

某后置后驅汽車變速器結構如圖1所示。其為機械式全斜齒輪結構，單中間軸，共6個前進擋，最大傳動比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行支撐。該變速器在道路試驗過程中頻繁出現(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[4]。

圖1 變速器結構示意

3 失效原因分析

3.1 材料分析

針對失效部位的花鍵進行取樣分析，表1為材料化學成分的分析結果，按照GB/T 4336進行檢驗。表2為材料的力學性能分析結果，按照GB/T 4340和GB/T 9450進行檢驗。經檢驗，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要求。

表1 材料化學成分檢驗結果 %

表2 材料力學性能檢驗結果

3.2 理想受力狀態(tài)花鍵強度計算

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擋驅動工況，常嚙合齒輪軸向力F1向前，5擋齒輪的軸向力F2向后，不會傳遞到5擋、6擋齒座上，排除該工況產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，該作用力可以經由卡環(huán)傳遞到輸出軸齒座限位花鍵端面，可能會對輸出軸齒座限位花鍵的失效造成影響。

通過有限元計算[6]，對齒座限位花鍵強度進行校核。在發(fā)動機最大制動扭矩條件下，5擋齒輪產生的最大軸向力為5 085 N。均勻施加在齒座限位花鍵端部的卡環(huán)一側，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)點四面體單元，卡環(huán)定義為剛體，計算結果如圖2所示。花鍵的最大應力80 MPa出現(xiàn)在花鍵的根部，遠小于花鍵材料的屈服極限835 MPa，該作用力不足以導致齒座限位花鍵斷裂。可知，在正常工作狀態(tài)下，花鍵材料力學性能滿足設計要求時，完全能夠保證齒座限位花鍵滿足使用要求，不存在導致失效花鍵斷裂的風險，只能是異常受力導致齒座限位花鍵斷裂。

圖2 5擋反拖工況花鍵有限元計算結果

3.3 變速器拆檢分析

3.3.1 拆檢分析

對問題變速器進行拆檢分析，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緊

由于該變速器的軸使用錐軸承進行支撐，一般需采用在軸承外圈安裝調整墊片的方式，通過調整墊片的過盈量來調節(jié)錐軸承的預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整墊片過盈量進行測量，發(fā)現(xiàn)錐軸承軸向無預緊，且軸向間隙達到0.44 mm，不符合設計要求。

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重的磨損痕跡，在變速器運轉過程中磨損部位發(fā)生了干涉。但實際上，6擋接合齒端面與5擋、6擋齒座端面的間隙達到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緊且為間隙配合，導致輸入軸、輸出軸定位不準，在齒輪嚙合力產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，產生較大的干涉力，在長時間的旋轉狀態(tài)下造成磨損。

c.5擋、6擋齒座內花鍵與輸出軸外花鍵配合松動

拆檢中發(fā)現(xiàn)5擋、6擋齒座內花鍵與輸出軸外花鍵配合松動，齒座晃動量較大。對齒座的軸向晃動量進行測量，拆除齒座卡環(huán)，在齒座的一端施加載荷，測得齒座卡環(huán)處的軸向晃動量達到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確定位導致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，同時由于5擋、6擋齒座內花鍵與輸出軸外花鍵配合松動，在5擋、6擋齒座端面的一側承受干涉力時，以齒座和軸肩的接觸點為支點，另一側會翹起并與卡環(huán)干涉，導致卡環(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擋擋位為例進行分析。此時，5擋、6擋齒座不傳遞扭矩。2擋齒輪上作用有嚙合力，經由輸出軸傳遞給輸入軸一個支撐力，由于輸入軸和輸出軸無法準確定位，會以輸入軸和輸出軸錐軸承為支點發(fā)生轉動，導致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擋齒座一個干涉力，進而通過5擋、6擋齒座傳遞給卡環(huán)一個卡環(huán)作用力，卡環(huán)將作用力直接傳遞給失效花鍵，最終導致失效花鍵承受偏載軸向作用力。由于輸出軸在工作時是處于旋轉狀態(tài)的，而該干涉力作用方向始終不變，將導致失效花鍵圓周方向各個位置均會受到軸向干涉力的作用。

3.4 試驗測試

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測試兩個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

對不同過盈量的調整墊片做試驗，條件見表3。

表3 試驗條件

3.4.3 測試結果

不同調整墊片過盈量下，5擋、6擋齒座端面處的干涉壓強測試結果見圖3的橢圓區(qū)域，花鍵端面處干涉壓強測試結果見圖4的橢圓區(qū)域（圖3和圖4所示的圓形壓力測試結果為感壓紙裁剪過程中剪刀對感壓紙作用的壓強）。圖3a平均壓強＞148.5 MPa，最大壓強＞300 MPa；圖3b平均壓強為130 MPa，最大壓強為193.5 MPa；圖3c平均壓強＜130 MPa，最大壓強為130.5 MPa；圖4a平均壓強為175.5 MPa，最大壓強＞300 MPa；圖4b平均壓強為135 MPa，最大壓強＞300 MPa；圖4c未測試到干涉壓強值。由圖3可知，在調整墊片過盈量為間隙的時候，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，偏載痕跡已經不明顯，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測試結果

圖4 花鍵端面處干涉壓強測試結果

3.5 實際受力狀態(tài)花鍵強度計算

以調整墊片過盈量為-0.44 mm的齒座限位花鍵端面干涉壓強的試驗測試結果作為加載條件，重新對失效花鍵進行有限元計算，結果如圖5所示?？芍?，齒座限位花鍵端面的最大應力為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狀態(tài)的，因此對于每一個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為較大交變載荷下的疲勞破壞。

3.6 失效分析結論

a.輸入軸和輸出軸錐軸承的調整墊片過盈量調整不當，在擋位齒輪嚙合力作用下，軸的定位不準，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擋齒座內花鍵與輸出軸外花鍵的配合為間隙配合，導致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應為疲勞斷裂。

圖5 花鍵異常受力狀態(tài)下有限元計算結果

4 改進及驗證

根據分析對變速器進行如下改進：

a.嚴格控制輸入軸和輸出軸錐軸承調整墊片的過盈量，保證滿足設計要求，且盡量向調整范圍的上限進行調整；

b.將5擋、6擋齒座內花鍵與輸出軸外花鍵的配合更改為過盈配合。

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

5 結束語

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、力學性能、受力狀態(tài)以及樣件拆檢等方面進行了詳細分析；通過拆檢分析和試驗分析相結合，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.機械產品失效分析思路及失效案例分析.材料熱處理學報，2004：69～73.

2 胡世貴，等.機械失效分析手冊.成都：四川科學技術出版社，1989.

3 王國安，孟顯利，甘建琨.工程機械結構件失效分析研究及應用.裝備制造技術，2010（5）：137～139.

4 徐灝.疲勞強度設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981.

5 譚慶昌，趙洪志.機械設計.北京：高等教育出版社，2008.

6 趙騰倫.ABAQUS在機械工程中的應用.北京：中國水利水電出版社，2007.

（責任編輯 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