基于取力传动轴总成失效的分析应用

2018-11-14张鹏超

重庆理工大学学报(自然科学) 2018年10期

关键词：万向节传动轴十字

张鹏超

(许昌远东传动轴股份有限公司，河南许昌 461111)

1 问题概述

某客户反馈一套油泵取力传动轴，在用户使用120 h后出现断裂故障，断裂部位在传动轴总成的前十字轴，许昌远东传动轴股份有限公司及时向该客户提供新传动轴，为用户进行了更换。

2 故障定位

2.1 故障定位的依据

该取力传动轴总成出现断裂后，该公司质量部组织技术、生产、检验人员到该客户处对失效件进行了初步检查分析，发现失效传动轴总成前万向节十字轴断裂。为进一步查明该轴失效原因，将失效件带回作了进一步理化检验，检验项目包括轴管和十字轴材质检验、十字轴金相组织、硬度检验等，均符合图纸设计要求(见表1、2)。

表1 十字轴材质检验

表2 十字轴金相、硬度检验

又对失效件宏观型貌进行分析(见图1～3)，发现：十字轴断口为疲劳断口；前、后两端万向节存在明显相位偏差；轴管存在明显扭曲变形；失效模式为低周疲劳断裂。

为验证该传动轴总成静扭矩是否满足设计文件要求，抽取了同规格型号的传动轴做了静扭转强度试验，试验结果表明：传动轴静扭破坏扭矩值达到2 350 N·m。根据设计文件和双方签定的技术要求规定，传动轴总成额定扭矩为1 078 N·m，按照《汽车传动轴总成技术条件》(QC/T29082—92)规定，其静扭屈服强度应大于额定扭矩的1.5倍，即该传动轴静扭屈服强度大于1 617 N·m即为合格。

图1 十字轴断裂形貌

图2 十字轴断口形貌

图3 十字轴切割取样

基于以上检验和分析，该公司初步判断该取力传动轴总成断裂-失效原因为:传动轴长期处于超负荷运行状态，造成传动轴各零件长期承受过大应力，导致万向节十字轴出现疲劳裂纹并逐渐扩展、轴管扭曲变形，从而最终导致传动轴断裂失效现象发生。

为确定是否因用户安装使用不当造成该传动轴断裂，该公司技术、质量人员对该传动轴在用户产品上的安装形式和安装角度进行检查，安装角度在3°～5°之间，小于该型号传动轴的安装许用角度22°；安装没有问题；检查故障传动轴未发现缺油或润滑不良现象。

同时，对其选定的传动轴扭矩进行了复核计算，选型安全系数达2.46，符合机械设计手册推荐的传动轴安全系数规范要求，认为不存在过载的问题。

鉴于以上技术分析，传动轴质量合格，符合设计要求，用户也不存在安装、使用不当的问题，那么，故障原因就只有可能是在传动轴设计上存在认识不到的问题或某些设计缺陷。

2.2 故障定位结果

针对故障传动轴经过一系列检验和试验，没发现质量问题，公司技术部对传动轴进行了全面的设计校核，根据故障现象和对失效件的检验分析，传动轴的故障点为十字轴和轴管。

针对故障点的强度设计校核如下:

2.2.1 传动轴轴管

传动轴轴管的最大扭转应力:

式中：Mmax为传动轴最大扭矩，1 078 N·m；D为轴管外径，φ50 mm；d为轴管内径，φ45 mm。

τ<[τ]=300 N/mm2，所以，上述计算证明轴管是安全的。

2.2.2 十字轴的校核

轴颈根部端面的弯曲应力

式中：Mmax为传动轴最大扭矩，1 078 N·m；h为十字轴轴颈长度，14.5 mm；D为十字轴轴颈，16.3 mm；H为十字轴长度，80 mm；L为滚针长度，14.5 mm；d为十字轴油孔直径，5.2 mm。

根据汽车设计经验数据，十字轴弯曲应力应不大于250～350 N/mm2，所以十字轴的弯曲应力是安全的，传动轴设计符合QC/T29082—1992《汽车传动轴总成技术条件》要求。

但因各种计算方法及σ弯、τ值选取方法不尽相同，与该客户技术沟通意见有出入，根据汽车与工业用传动轴使用环境及工作性质有所区别、应根据机械设计手册选取[σu]=σs/(3～3.5)MPa。

[τ]为许用扭矩切应力，与许用拉应力[σ]的关系为[τ]=0.5～0.6[σ]，根据机械设计手册规定:[σ]=σs/(1.5～2)MPa，

轴管材质为440QZ时，其σs≥280 MPa，将σs代入[σ]的计算公式可得:

[σ]=σs/(1.5～2)=280/(1.5～2)=

140～186.7 MPa

将[σ]值代入[τ]的计算公式可得：

[τ]=0.5～0.6[σ]= 70～112 MPa

而原传动轴计算的τ值为127.7 N/mm2，超过了轴管材质允许的切应力[τ]，不符合机械设计手册推荐的通用设计规范的安全要求。

通过以上的设计校核分析来看，该传动轴的十字轴弯曲强度和传动轴轴管强度均低于设计规范推荐的安全系数要求。

传动轴早期疲劳断裂的故障原因就是原传动轴设计在工业(油泵取力)使用环境工作时存在安全系数裕量偏小的问题。

2.2.3 问题原因

原传动轴是该公司的老产品，其技术状态早已固化，其静扭强度满足汽车传动轴通用技术条件，一直为汽车配套生产，没有出现问题。在给该客户配套中，在出现断裂问题之前，技术部门没有对其设计强度复核计算，所以没认识到原设计存在一定的安全隐患。

3 故障机理

该客户选用的该型传动轴总成，两端均采用法兰联接，含有2个万向节，并带1个花键伸缩结构。该结构也是我公司成熟的设计结构，在其他产品上已广泛应用。适用于有角度位移的两轴间联接，两轴间的轴间工作角度最大可达22°。其为何在满足汽车传动轴静扭强度试验的情况下却不能满足该公司的使用要求呢，是因为汽车传动与油泵取力系统使用情况不同。

汽车传动轴用于汽车行驶时，只有20%的时间工作在最大扭矩，静扭强度安全系数大于1.5即可大部分满足用户使用要求，而用于油泵取力工作时，其负载却是在启动时有瞬时较大冲击，然后恒定在较大的负载下工作，即使恒定负载不超过最大负载，但其有可能大于汽车使用条件下的寿命周期内的实际使用平均负载，从而使传动轴出现低寿命周期的疲劳破坏。

根据设计校核计算结果，其关键部位十字轴和轴管的安全系数确实不满足安全设计要求，所以该传动轴用在负荷特性具有持续性和瞬时较大冲击的负载的情况下，轴管容易早期疲劳，出现扭曲变形，进而万向节十字轴出现疲劳裂纹并逐渐扩展，最终在多次突然施加的冲击负荷的作用情况下，出现疲劳性的一次性断裂故障。

4 措施有效

4.1 实施方法

针对故障原因，对该传动轴总成进行如下设计改进加强:

1) 传动轴轴管由原来的φ 50×2.5 mm，改进为φ 63.5×2.5 mm，经计算抗扭截面模量由8 440.6 mm3增大为14 060.6 mm3，强度提高67%。

2) 万向节十字轴材质由20Cr改进为20CrMnTi，抗拉强度由835 MPa增大为1 080 MPa，提高29%，屈服强度由540 MPa增大为850 MPa，提高57%，同时对十字轴的轴肩圆角和粗糙度等进行了优化改进设计。

4.2 改进措施

4.2.1 设计校核情况

原设计轴管规格为φ 50×2.5 mm，改进为φ 63.5×2.5 mm；原装配十字轴材质为20Cr，现改为20CrMnTi。改进后设计校核计算结果如下:

1) 传动轴轴管

传动轴轴管的最大扭转应力为τ，则

式中：Mmax为传动轴最大扭矩，1 078 N·m；D为轴管外径，φ 63.5 mm；d为轴管内径，φ 58.5 mm。

轴管材质经计算，[τ]取112 N/mm2,τ<[τ]，满足设计规范规定的强度条件τ≤[τ]的要求。

2) 十字轴的校核

轴颈根部断面的弯曲应力

式中：Mmax为传动轴最大扭矩1 078 N·m；H为十字轴轴颈长度，12.5 mm；D为十字轴轴颈长度，18.46 mm；H为十字轴长度，69 mm；L为滚针长度，10.5 mm；d1为十字轴油孔直径，6 mm。

十字轴材质由20Cr改为20CrMnTi，其许用弯曲应力[σμ]增大为283 N/mm2。σ弯<[σμ]，满足设计规范规定的强度要求。

由计算得出:传动轴改进设计后，轴管和十字轴安全系数皆得到有效改善和提高，其强度校核设计达到了机械手册所推荐的通用设计规范安全性要求。

4.2.2 试验验证情况

该公司按照该传动轴总成改进后的技术状态加工了一根样轴，并进行了静扭强度试验，结果见表3。

表3 静扭强度试验结果

应客户要求，又进行了传动轴总成改进前后的静扭强度对比试验，试验情况见图4，结果见表4。

图4 改进后技术状态静扭试验情况

N·m

试验情况见图5、6。综上2次试验表明：传动轴总成改进前后安全系数平均提高了53%。

改进后传动轴所用的φ 63.5×2.5 mm轴管、20CrMnTi材质的万向节十字轴在该公司供其他主机厂的传动轴上已大批量使用，性能稳定可靠。该系列同类型的传动轴在长春吉林大学车辆检测实验室曾做过静扭强度试验(见表5、图7)和疲劳鉴定试验(见表6)，均合格。

图5 改进前静扭试验情况

4.2.3 用户复核验证试验情况

改进后的传动轴得到该客户的设计复核验证和装机试验验证。经设计复核和对传动轴重要部位的强度校核，经改进设计后的传动轴可以满足客户理论设计要求。改进后传动轴首套交用户后，满载、持续4 h运行，没有发现轴管屈服、万向节断裂的情况，继而对已交付用户的30套总成进行了更换，运行已超过120 h，未收到失效信息，改进措施有效性得到进一步验证。