汽车变速器输出轴齿座限位花键轴向断裂失效分析与试验研究

杨永刚 陈德鑫 李松松 魏寒

（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春 130011）

汽车变速器输出轴齿座限位花键轴向断裂失效分析与试验研究

杨永刚 陈德鑫 李松松 魏寒

（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春 130011）

针对某汽车变速器输出轴齿座限位花键轴向频繁断裂的失效现象，从断口形貌、材料成分、力学性能、受力状态以及样件拆检等方面对输出轴齿座限位花键进行了详细分析。应用感压纸测试技术和有限元计算分析，确定输出轴齿座限位花键异常受力是导致其轴向断裂的根本原因，并通过控制输出轴定位、改进花键配合等措施，避免该花键承受异常载荷，解决了断裂失效问题。

1 前言

花键的主要作用是传递扭矩，其主要失效形式为齿面磨损或压溃、沿周向的齿根剪断或弯断等。变速器输出轴的轴端花键除了与齿座配合传递扭矩外，还起到为齿座进行轴向限位的作用，即在该花键的齿座端面一侧加工卡环槽，将卡环安装在卡环槽内，实现对齿座的轴向限位。因此，其还会出现花键沿轴向断裂的现象，严重影响变速器的可靠耐久性。

本文针对某汽车变速器频繁出现输出轴齿座限位花键轴向断裂失效问题，从断口形貌、材料成分、力学性能、受力状态以及样件拆检等方面对断裂原因进行详细分析[1～3]，并进行试验测试。

2 失效现象描述

某后置后驱汽车变速器结构如图1所示。其为机械式全斜齿轮结构，单中间轴，共6个前进挡，最大传动比7.716，最大输入扭矩1 600 N·m，输入轴、中间轴及输出轴均通过锥轴承进行支撑。该变速器在道路试验过程中频繁出现用于5挡、6挡齿座限位的输出轴花键沿轴向断裂的失效现象，平均失效里程为5 000 km，属于早期的失效问题。

观察齿座限位花键的宏观断口形貌，可初步判断花键的断裂形式为疲劳破坏，疲劳源在花键端面的根部，位于5挡、6挡齿座一侧[4]。

图1 变速器结构示意

3 失效原因分析

3.1 材料分析

针对失效部位的花键进行取样分析，表1为材料化学成分的分析结果，按照GB/T 4336进行检验。表2为材料的力学性能分析结果，按照GB/T 4340和GB/T 9450进行检验。经检验，输出轴齿座限位花键的材料成分、金相组织、表面硬度、心部硬度、有效硬化层深均符合技术要求。

表1 材料化学成分检验结果 %

表2 材料力学性能检验结果

3.2 理想受力状态花键强度计算

理想状态下，齿座限位花键的传力路线分析如下[5]。对于5挡驱动工况，常啮合齿轮轴向力F1向前，5挡齿轮的轴向力F2向后，不会传递到5挡、6挡齿座上，排除该工况产生的作用力对输出轴齿座限位花键的影响；对于5挡反拖工况，常啮合齿轮轴向力F1向后(由变速器壳体承受)，5挡齿轮的轴向力F2朝向5挡、6挡齿座侧，该作用力可以经由卡环传递到输出轴齿座限位花键端面，可能会对输出轴齿座限位花键的失效造成影响。

通过有限元计算[6]，对齿座限位花键强度进行校核。在发动机最大制动扭矩条件下，5挡齿轮产生的最大轴向力为5 085 N。均匀施加在齿座限位花键端部的卡环一侧，输出轴固定，卡环与花键之间定义为接触，花键材料的弹性模量为210 GPa，单元类型采用2阶10节点四面体单元，卡环定义为刚体，计算结果如图2所示。花键的最大应力80 MPa出现在花键的根部，远小于花键材料的屈服极限835 MPa，该作用力不足以导致齿座限位花键断裂。可知，在正常工作状态下，花键材料力学性能满足设计要求时，完全能够保证齿座限位花键满足使用要求，不存在导致失效花键断裂的风险，只能是异常受力导致齿座限位花键断裂。

图2 5挡反拖工况花键有限元计算结果

3.3 变速器拆检分析

3.3.1 拆检分析

对问题变速器进行拆检分析，以寻找异常受力的原因。拆检过程中发现如下问题。

a.输入轴与输出轴锥轴承轴向无预紧

由于该变速器的轴使用锥轴承进行支撑，一般需采用在轴承外圈安装调整垫片的方式，通过调整垫片的过盈量来调节锥轴承的预紧力以及增加轴的支撑刚度。通过对拆检变速器输入轴与输出轴锥轴承调整垫片过盈量进行测量，发现锥轴承轴向无预紧，且轴向间隙达到0.44 mm，不符合设计要求。

b.6挡接合齿与5挡、6挡齿座端面有磨损痕迹

拆检中发现6挡接合齿与5挡、6挡齿座端面处有较严重的磨损痕迹，在变速器运转过程中磨损部位发生了干涉。但实际上，6挡接合齿端面与5挡、6挡齿座端面的间隙达到0.66 mm，理论上不可能发生干涉。推测是由于输入轴与输出轴的锥轴承轴向无预紧且为间隙配合，导致输入轴、输出轴定位不准，在齿轮啮合力产生的较大弯矩作用下，使6挡接合齿与5挡、6挡齿座端面发生干涉，产生较大的干涉力，在长时间的旋转状态下造成磨损。

c.5挡、6挡齿座内花键与输出轴外花键配合松动

拆检中发现5挡、6挡齿座内花键与输出轴外花键配合松动，齿座晃动量较大。对齿座的轴向晃动量进行测量，拆除齿座卡环，在齿座的一端施加载荷，测得齿座卡环处的轴向晃动量达到0.67 mm，说明花键配合为间隙配合。

3.3.2 齿座限位花键断裂原因初步推断

根据变速器拆检发现的问题可推测，由于输入轴与输出轴无法准确定位导致6挡接合齿端面和5挡、6挡齿座端面发生干涉，5挡、6挡齿座端面承受较大的干涉力，同时由于5挡、6挡齿座内花键与输出轴外花键配合松动，在5挡、6挡齿座端面的一侧承受干涉力时，以齿座和轴肩的接触点为支点，另一侧会翘起并与卡环干涉，导致卡环与花键槽发生干涉，使得齿座限位花键端面承受较大的干涉力。

以变速器在2挡挡位为例进行分析。此时，5挡、6挡齿座不传递扭矩。2挡齿轮上作用有啮合力，经由输出轴传递给输入轴一个支撑力，由于输入轴和输出轴无法准确定位，会以输入轴和输出轴锥轴承为支点发生转动，导致6挡接合齿的端面和5挡、6挡齿座的端面发生干涉，传递给5挡、6挡齿座一个干涉力，进而通过5挡、6挡齿座传递给卡环一个卡环作用力，卡环将作用力直接传递给失效花键，最终导致失效花键承受偏载轴向作用力。由于输出轴在工作时是处于旋转状态的，而该干涉力作用方向始终不变，将导致失效花键圆周方向各个位置均会受到轴向干涉力的作用。

3.4 试验测试

3.4.1 测试方案

为了测试6挡接合齿端面和5挡、6挡齿座端面的干涉力以及齿座限位花键端面承受的偏载力大小，分别在齿座限位花键卡环处和5挡、6挡齿座端面处加装感压纸，通过感压纸测试技术测试两个零件之间的接触压力。感压纸测试上限为300 MPa，测试下限为130 MPa。

将变速器进行装配并安装在台架上，变速器的输出端固定，输入端施加扭矩，测试静载条件下安装感压纸部位的受力情况。

3.4.2 测试条件

对不同过盈量的调整垫片做试验，条件见表3。

表3 试验条件

3.4.3 测试结果

不同调整垫片过盈量下，5挡、6挡齿座端面处的干涉压强测试结果见图3的椭圆区域，花键端面处干涉压强测试结果见图4的椭圆区域（图3和图4所示的圆形压力测试结果为感压纸裁剪过程中剪刀对感压纸作用的压强）。图3a平均压强＞148.5 MPa，最大压强＞300 MPa；图3b平均压强为130 MPa，最大压强为193.5 MPa；图3c平均压强＜130 MPa，最大压强为130.5 MPa；图4a平均压强为175.5 MPa，最大压强＞300 MPa；图4b平均压强为135 MPa，最大压强＞300 MPa；图4c未测试到干涉压强值。由图3可知，在调整垫片过盈量为间隙的时候，5挡、6挡齿座和6挡接合齿之间存在较大干涉力，并且由于5挡、6挡齿座与输出轴齿座限位花键为间隙配合，该干涉力直接通过卡环传递到齿座限位花键端面，从而引起图4所示的齿座限位花键端面的偏载作用力。随着调整垫片过盈量的增加，5挡、6挡齿座处的干涉力减小，齿座限位花键端面的偏载力也随之减小，尤其是在较大过盈量时，偏载痕迹已经不明显，与拆检分析的推断一致。

图3 5挡、6挡齿座端面处干涉压强测试结果

图4 花键端面处干涉压强测试结果

3.5 实际受力状态花键强度计算

以调整垫片过盈量为-0.44 mm的齿座限位花键端面干涉压强的试验测试结果作为加载条件，重新对失效花键进行有限元计算，结果如图5所示。可知，齿座限位花键端面的最大应力为811 MPa，与材料的屈服极限835 MPa十分接近。可见，在变速器输入轴与输出轴锥轴承无预紧状态下，齿座限位花键端面承受着接近于材料屈服极限的偏载力。齿座限位花键的作用力来自于齿轮啮合力经由输出轴传递给输入轴，并由输入轴接合齿对齿座的干涉力传递到失效花键，而在变速器工作过程中齿轮啮合力的作用方向是固定不变的，因此传递至失效花键的偏载作用力方向也固定不变，但是失效花键在工作中是处于旋转状态的，因此对于每一个花键齿均承受交变载荷作用。因此，推断失效花键断裂的原因为较大交变载荷下的疲劳破坏。

3.6 失效分析结论

a.输入轴和输出轴锥轴承的调整垫片过盈量调整不当，在挡位齿轮啮合力作用下，轴的定位不准，从而引起6挡接合齿对5挡、6挡齿座偏载作用力过大，是输出轴齿座限位花键轴向断裂的根本原因；

b.由于5挡、6挡齿座内花键与输出轴外花键的配合为间隙配合，导致5挡、6挡齿座的偏载作用力能够直接传递给输出轴齿座限位花键，致使输出轴齿座限位花键端面承受较大的轴向交变载荷作用；

c.失效花键的断裂性质应为疲劳断裂。

图5 花键异常受力状态下有限元计算结果

4 改进及验证

根据分析对变速器进行如下改进：

a.严格控制输入轴和输出轴锥轴承调整垫片的过盈量，保证满足设计要求，且尽量向调整范围的上限进行调整；

b.将5挡、6挡齿座内花键与输出轴外花键的配合更改为过盈配合。

将改进后共计3台变速器总成分别装入整车，进行目标行驶里程为10万公里的变速器行驶可靠性整车道路试验验证，顺利的完成了全寿命的道路试验验证，未出现输出轴齿座限位花键沿轴向断裂的失效问题，验证了失效分析的正确性和合理性。

5 结束语

针对某汽车变速器输出轴齿座限位花键轴向频繁断裂问题，从断口形貌、材料成分、力学性能、受力状态以及样件拆检等方面进行了详细分析；通过拆检分析和试验分析相结合，确定了输出轴齿座限位花键端面异常受力的原因。并通过控制输出轴定位、改进花键配合等措施，解决了变速器输出轴齿座限位花键轴向断裂的失效问题。

1 孙维连，陈再良.王成彪.机械产品失效分析思路及失效案例分析.材料热处理学报，2004：69～73.

2 胡世贵，等.机械失效分析手册.成都：四川科学技术出版社，1989.

3 王国安，孟显利，甘建琨.工程机械结构件失效分析研究及应用.装备制造技术，2010（5）：137～139.

4 徐灏.疲劳强度设计.北京：机械工业出版社，1981.

5 谭庆昌，赵洪志.机械设计.北京：高等教育出版社，2008.

6 赵腾伦.ABAQUS在机械工程中的应用.北京：中国水利水电出版社，2007.

（责任编辑 晨 曦）

修改稿收到日期为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

汽车变速器 输出轴 花键断裂 失效分析

U463.212

A

1000-3703（2017）07-0016-04