变速箱花键滑动异响问题分析与优化

2021-12-29郭望华袁玉军

汽车零部件 2021年12期

郭望华,袁玉军

(广州汽车集团乘用车有限公司，广东广州 511434)

0 引言

渐开线花键联结因其承载能力强、对中精度高、加工生产效率高等优点，在汽车行业特别是变速箱传动结构上得到广泛应用。在渐开线花键联结中，内外花键的齿侧配合包括间隙配合、过渡配合以及过盈配合3种型式[1]，当齿侧配合的间隙量过大时，存在异响、打齿等故障风险;当齿侧过盈量过大时，存在压装力过大及零件胀裂风险。渐开线花键配合常用的定心方式包括齿侧定心、大径定心、小径定心[2]，内外花键的不对中可能导致异响、磨损、断齿等一系列的问题。内外花键的基本参数决定了齿侧配合情况以及花键定心方式，其是否合理影响着花键配合的性能及寿命。文中主要对某款DCT变速箱花键异响问题进行分析，通过测试及换装验证锁定了异响来源，通过对异响零件参数的优化，解决了该变速箱异响问题，提升了整车及变速箱品质，避免了品质风险及市场投诉问题。

1 故障描述及异响源分析

1.1 故障描述

某款DCT车型在车辆启动后，挂D挡起步轻点油门瞬间，驾驶员听到“当”一声异响，继续前进及点油门不再出现异响。停车挂R挡，起步轻点油门倒车再次出现“当”一声异响，继续倒车及点油门行驶无异响发生。通过反复故障复现测试，显示车辆在D挡和R挡来回切换的首次点油门前进和首次点油门倒车的瞬间才会出现异响。

1.2 异响源调查分析

通过异响来源主观感知以及如图1所示的异响振动数据测试，初步确认异响由变速箱内部发出。将变速箱装至试验台架，根据整车挂D挡点油门前进及挂R挡点油门倒车工况，在台架上模拟整车工况，即一挡加载工况和R挡加载工况。在一挡加载50 N·m和R挡加载50 N·m的来回切换瞬间，复现了与整车一致的异响，因此锁定异响源为变速箱。

图1 异响振动测试

结合变速箱异响工况，对变速箱一挡传动路线和R挡传动路线进行对比分析，如图2所示，R挡传动是由3对齿轮啮合传递后，再通过反向旋转的一挡将动力传递至差速器及车轮，而R挡扭矩传递至一挡齿轮时，扭矩方向与一挡传动时扭矩方向是相反的。基于此分析，再次在台架上进行了一挡50 N·m和-50 N·m的来回切换验证，出现与整车一致的异响，进一步确定异响源与一挡传动链相关。在经过多轮拆装排除验证后，将一挡同步器齿毂与下输出轴花键配合处焊接在一起，装箱上台架验证，异响消失，最终确定一挡同步器齿毂与下输出轴花键配合处为异响源。

图2 变速箱一挡和R挡传动路线

2 异响原因分析

2.1 花键加工工艺及品质调查

产生异响的内外花键、下输出轴外花键加工工艺为搓花键，热处理后磨大径。同步器齿毂内花键为粉末冶金件，可通过模具保证内花键尺寸。对内外花键跨棒距及径向尺寸等参数进行检测分析，结果表明均在设计规格范围内，由此可判断此次异响可排除内外花键加工质量因素。

2.2 花键配合情况及异响原因分析

如表1所示，下输出轴外花键与同步器齿毂内花键配合型式为大径过盈、齿侧间隙配合。

表1 花键配合间隙校核单位：mm

常见的渐开线花键联结，键齿的侧面起到传递扭矩的作用。同时，大径过盈配合，在直径方向的过盈量形成了接触面压力，由接触面压力产生的摩擦力能够传递一定大小的扭矩。在变速箱传动结构花键配合的实际应用中，大径过盈、齿侧间隙的配合型式并不少见，但花键布置位置及承载扭矩的工况各不相同，常见的受载工况为整车前进时的正拖扭矩和整车滑行时的反拖扭矩，而整车滑行的反拖扭矩普遍较小，大多数情况都小于大径过盈能够传递的扭矩，此种情况下，花键不会出现周向滑动的情况，即不会出现异响问题。而文中齿毂内花键和输出轴外花键，需要承载一挡工况下的正拖扭矩和R挡工况下的反拖扭矩，因其布置在输出轴，一挡和R挡的挡位速比都大于3，在输入端加载50 N·m的情况下，花键处的承载扭矩大于150 N·m，大于大径过盈能够传递的扭矩，在一挡加载和R挡加载来回切换时，出现了内外花键大径过盈处周向滑动而产生异响的故障。

3 改进优化方案

3.1 花键配合型式优化

为了消除异响，需要避免出现大径过盈周向滑动的情况，从改变大径和齿侧配合参数的角度出发，进行内外花键配合型式的优化，有以下几种方式。

3.1.1 增加大径过盈量

当大径过盈能够传递的扭矩大于实际应用中的正反扭矩时，可避免大径过盈滑动。在内外花键大径过盈处于弹性变形阶段，其能传递扭矩的大小随着过盈量的增加而近似呈线性增加，而大径过盈处于塑性变形阶段，其能够传递扭矩的大小不再线性增加。基于文中提到的一挡和R挡工况作用在花键处的正反扭矩较大，很难避免大扭矩下的异响发生。同时考虑大径过盈量增加后存在压装刮屑和齿毂开裂的风险，此种方式不适合文中的异响问题改善。

3.1.2 大径间隙、齿侧过盈配合

此种配合方式由大径定心改为齿侧定心，而径向不对中对齿面接触压力分布与齿间载荷分布均有明显影响，不对中量越大，齿面接触压力分布与齿间载荷分布越不均匀，应力集中现象越严重[3]。同时，在侧面磨损后，齿侧对中性会变坏，一般适用于定心要求不高的重载联结。考虑文中提到的齿毂为粉末冶金件，相对锻钢的齿毂更容易齿侧磨损，因此不建议采用大径间隙、齿侧过盈的配合方式作为文中异响问题的改善方式。

3.1.3 大径过盈、齿侧小过盈配合

此种配合方式，存在过盈量偏大，造成压装力过大，以及齿毂胀裂的风险。同时，大径和齿侧均为过盈配合，可能会出现对中时产生静不定。因此此种配合方式需进一步优化确定齿侧过盈量，在内外花键不产生周向相对转动的前提下使得齿侧过盈量尽可能的小，避免出现压装问题及对中静不定问题。在确定具体过盈量并进行性能及耐久验证后，选择采用该配合方式作为文中异响问题的改善方案。

3.2 外花键参数调整

根据作用齿槽宽和作用齿厚的定义，当外花键的作用齿厚最大值大于内花键的作用齿槽宽最小值时，齿侧为过盈配合，即能够限制内外花键在周向的相对转动，因此齿侧过盈量以最大作用侧隙为0进行变更。因下输出轴外花键可通过搓齿刀与工件的中心距改变进行跨棒距及齿厚参数的调整，所以对外花键参数进行优化变更，具体参数优化如表2所示。调整后花键作用侧隙为-0.08～0 mm，单齿间隙量为-0.034～+0.046 mm。