太陽輪軸用卡環(huán)疲勞失效原因分析與改進(jìn)研究

徐章祿

(科力遠(yuǎn)混合動(dòng)力技術(shù)有限公司，上海 201501)

0 前言

變速器齒輪定位卡環(huán)，又稱卡簧或擋圈，其主要作用是限制齒輪的軸向竄動(dòng)，確保齒輪在工作過程中的軸向穩(wěn)定性[1]?？ōh(huán)分為軸用卡環(huán)和孔用卡環(huán)，軸用卡環(huán)屬于緊固件的一種，由于其成本優(yōu)于傳統(tǒng)緊固件，而且便于安裝和拆卸，已經(jīng)廣泛應(yīng)用于機(jī)械設(shè)備的軸系機(jī)構(gòu)中[2]。標(biāo)準(zhǔn)卡環(huán)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)復(fù)雜而緊湊的新能源混合動(dòng)力系統(tǒng)中，標(biāo)準(zhǔn)卡環(huán)往往不能滿足設(shè)計(jì)空間要求，工程師不得不自行設(shè)計(jì)非標(biāo)準(zhǔn)卡環(huán)，這增大了系統(tǒng)試驗(yàn)過程中故障發(fā)生的頻率。

在軸系高速旋轉(zhuǎn)過程中，軸用彈性擋圈可能會(huì)因離心力的作用與軸系脫離，從而造成其緊固作用失效，影響設(shè)備的運(yùn)行可靠性，高速旋轉(zhuǎn)造成設(shè)備失效時(shí)有發(fā)生[2]。徐超[3]運(yùn)用卡氏定理分析了軸用彈性擋圈的徑向變形，并給出了防止其工作失效的松動(dòng)轉(zhuǎn)速，為卡環(huán)的合理設(shè)計(jì)提供了一定的參考。李宣秋[4]等分析了臨界轉(zhuǎn)速的失效機(jī)理，建立了單一旋轉(zhuǎn)離心力作用下?lián)跞κ芰δＰ?，通過微分對(duì)擋圈模型進(jìn)行受力分析，給出了在離心力作用下，軸用彈性擋圈臨界轉(zhuǎn)速倒推方法及計(jì)算公式。王令[5]等采用化學(xué)成分、硬度、金相組織及斷口等對(duì)失效卡環(huán)進(jìn)行了分析，結(jié)果表明卡環(huán)存在原始裂紋是發(fā)生斷裂失效的根本原因。

本文基于整車運(yùn)營(yíng)過程中發(fā)生的卡環(huán)斷裂失效，在前人研究的基礎(chǔ)上，總結(jié)出了一套卡環(huán)非標(biāo)件的開發(fā)設(shè)計(jì)與模擬驗(yàn)證的方法，并應(yīng)用到了卡環(huán)斷裂失效的原因分析和改進(jìn)優(yōu)化的工作中，主要內(nèi)容包含：卡環(huán)設(shè)計(jì)方案的理論計(jì)算，齒輪傳動(dòng)過程中的動(dòng)力學(xué)仿真，卡環(huán)裝配過程和工作過程的有限元應(yīng)力仿真分析和疲勞仿真分析。

1 卡環(huán)失效分析

1.1 試驗(yàn)故障描述

多臺(tái)安裝有相同卡環(huán)的新能源車輛在市場(chǎng)運(yùn)營(yíng)過程中出現(xiàn)了變速箱異響，導(dǎo)致被迫停機(jī)拆箱檢修，拆解后發(fā)現(xiàn)部分合成箱行星排齒輪斷裂，太陽輪卡環(huán)出現(xiàn)斷裂，未斷裂的部位留在電機(jī)軸上，斷裂部分可以在合成箱內(nèi)找到，卡環(huán)斷裂位置大部分在三等分位置處。車輛發(fā)生故障時(shí)，其運(yùn)行里程范圍分布在1.4～2.7萬公里之間。失效卡環(huán)如圖1所示，卡環(huán)表面有磨損痕跡，說明卡環(huán)在使用過程中存在周向轉(zhuǎn)動(dòng)；同時(shí)，磨損痕跡顯示斷裂的卡環(huán)和太陽輪接觸面積靠上端，說明卡環(huán)承受傾覆力矩。

圖1 失效卡環(huán)

1.2 卡環(huán)件失效分析

導(dǎo)致卡環(huán)發(fā)生疲勞失效，可能的原因如下：

①卡環(huán)安裝槽尺寸及相應(yīng)公差尺寸鏈不滿足卡環(huán)的設(shè)計(jì)要求；

②溝槽及卡環(huán)的承載能力不滿足要求；

③軸的工作極限轉(zhuǎn)速超過了卡環(huán)與軸的分離轉(zhuǎn)速；

④卡環(huán)與軸肩的徑向配合尺寸設(shè)計(jì)不合理；

⑤太陽輪加工不滿足要求，與卡環(huán)接觸的斷面倒圓角超出設(shè)計(jì)尺寸，增大了卡環(huán)承受的傾覆力矩；

⑥卡環(huán)金相組織：回火屈氏體組織+參與奧氏體，組織細(xì)小，疲勞裂紋源的周圍有淬火馬氏體，可能來自卡環(huán)接觸面的摩擦，卡環(huán)斷面有疲勞裂紋存在，疲勞裂紋源處于最大剪應(yīng)力處。

2 卡環(huán)受力分析

1) 裝配過程

圖2為卡環(huán)裝配工裝示意圖，在手柄的向右軸向推力作用下，卡環(huán)由初始狀態(tài)位置沿著導(dǎo)向套被推到最大裝配直徑位置，卡環(huán)內(nèi)徑由初始尺寸撐大到最大裝配直徑(該尺寸比卡環(huán)安裝槽的軸肩直徑略大一點(diǎn))，該過程中卡環(huán)除了受軸向推力外，還承受徑向過盈載荷。設(shè)計(jì)要求在裝配過程中，卡環(huán)不能發(fā)生塑性變形。因此，在設(shè)計(jì)之初，就需要進(jìn)行裝配過程有限元模擬仿真，并重點(diǎn)關(guān)注卡環(huán)在過盈載荷作用下的應(yīng)力變化情況，判斷卡環(huán)是否發(fā)生塑性變形。

圖2 卡環(huán)裝配過程原理圖

2) 工作過程

圖3為太陽輪軸向定位組件剖面圖，裝配好以后，卡環(huán)與電機(jī)軸卡環(huán)槽之間過盈配合，卡環(huán)與太陽輪軸向端面接觸，太陽輪與電機(jī)軸間通過花鍵連接。系統(tǒng)不工作時(shí)，卡環(huán)只承受徑向地過盈載荷。系統(tǒng)工作時(shí)，若太陽輪承受的是向左的軸向推力，該力傳遞到卡環(huán)上，由于太陽輪左端面存在內(nèi)倒角，此時(shí)卡環(huán)左端面的支撐點(diǎn)與太陽輪軸向作用力不在同一條直線上，卡環(huán)同時(shí)承受逆時(shí)針方向的傾覆力和徑向過盈載荷；若太陽輪承受的是向右的軸向推力，該力不傳遞到卡環(huán)上，此時(shí)卡環(huán)只承受徑向過盈載荷。如此循環(huán)往復(fù)，卡環(huán)承受著周期的交變載荷，容易發(fā)生疲勞破壞。設(shè)計(jì)要求卡環(huán)的疲勞壽命要在100萬次以上。因此，在設(shè)計(jì)之初，就需要進(jìn)行工作過程的疲勞仿真，并重點(diǎn)關(guān)注卡環(huán)在過盈載荷與軸向載荷周期作用下的應(yīng)力變化與疲勞壽命情況，判斷卡環(huán)是否會(huì)發(fā)生疲勞失效。

3 卡環(huán)設(shè)計(jì)改進(jìn)的研究方法

1) 裝配過程有限元分析

圖4為裝配過程有限元分析模型。卡環(huán)單元類型為六面體C3D8I，導(dǎo)向套則采用解析剛體來模擬(這樣可以在略微降低求解進(jìn)度的條件下，大大節(jié)省計(jì)算時(shí)間，便于進(jìn)行參數(shù)研究和快速完成不同設(shè)計(jì)方案的模擬驗(yàn)證)。卡環(huán)由初始內(nèi)徑位置處平滑過渡到最終裝配位置處，分析過程為準(zhǔn)靜態(tài)過程。

圖3 太陽輪軸向定位組件剖面圖

Fig.3 Cross section of sun axle orientation component

圖4 裝配過程有限元分析模型

2) 工作過程有限元分析

圖5為工作過程卡環(huán)組件模型?？紤]到分析的重點(diǎn)為卡環(huán)，為了盡可能地縮小仿真模型，從而縮短計(jì)算時(shí)間并提升效率，只截取了一部分電機(jī)軸，用于建模計(jì)算，同時(shí)將太陽輪齒形部分簡(jiǎn)化為圓柱面，具體如圖5所示。網(wǎng)格：卡環(huán)單元類型為六面體C3D8I，電機(jī)軸與太陽輪單元類型為四面體C3D10M。材料：各零部件材料參數(shù)如表1所示。接觸：卡環(huán)與卡環(huán)槽之間建立過盈接觸，卡環(huán)與電機(jī)軸之間及卡環(huán)與太陽輪之間建立摩擦接觸。邊界條件：約束電機(jī)軸剖面。載荷：先施加卡環(huán)與卡環(huán)槽之間的徑向過盈量，然后對(duì)太陽輪施加軸向推力，自然傳遞到卡環(huán)上。重點(diǎn)關(guān)注工作過程卡環(huán)的最大應(yīng)力，并將應(yīng)力結(jié)果導(dǎo)出來，作為疲勞分析的輸入數(shù)據(jù)。

圖5 工作過程卡環(huán)組件分析模型

Fig.5 Analysis model of snap ring components in working process

表1 零件材料參數(shù)

3) 工作過程疲勞分析

疲勞分析采用nCode Design life來進(jìn)行，打開nCode后選擇Design life進(jìn)行疲勞分析設(shè)置，然后在設(shè)置面板中找到FEInput，ENAnalysis和FEDisplay三個(gè)模塊，并拖動(dòng)連接成圖6所示形式。求解器的設(shè)置：采用HoffmannSeeger方法進(jìn)行彈塑性應(yīng)力修正，臨界平面法作為應(yīng)力/應(yīng)變組合方式。材料參數(shù)設(shè)置：采用默認(rèn)的Standard EN方式，并生成一個(gè)材料，輸入卡環(huán)材料名稱和卡環(huán)的抗拉強(qiáng)度值，以及標(biāo)準(zhǔn)差0.1，并賦予給卡環(huán)。最后選擇EN CAE Fatigure方式進(jìn)行疲勞壽命評(píng)價(jià)。

4 結(jié)果討論

1) 故障再現(xiàn)

圖7、圖8、圖9為原方案的有限元應(yīng)力分析結(jié)果和疲勞分析結(jié)果，結(jié)果顯示：在裝配過程中，當(dāng)卡環(huán)處在最大裝配直徑位置時(shí)，卡環(huán)所受最大應(yīng)力為1944 MPa(圖7)，應(yīng)力最大值位置與卡環(huán)斷裂的位置相近。當(dāng)卡環(huán)被裝配到卡環(huán)槽中時(shí)，過盈量減少，卡環(huán)回縮，相對(duì)應(yīng)的卡環(huán)最大應(yīng)力也降低到985.9 MPa(圖8a)。工作過程中，卡環(huán)在過盈載荷的基礎(chǔ)上，要承受周期的太陽輪軸向推力作用(該軸向推力最大值為4340 N，由齒輪動(dòng)力學(xué)軟件根據(jù)運(yùn)行工況計(jì)算得到)，產(chǎn)生循環(huán)的交變應(yīng)力，在兩個(gè)載荷同時(shí)作用下，卡環(huán)最大應(yīng)力為1365 MPa(圖8b)，對(duì)應(yīng)的疲勞壽命為12.9萬次(圖9)。

圖6 疲勞分析簡(jiǎn)圖

Fig.6 Fatigue analysis diagram

圖7 原方案裝配應(yīng)力分析結(jié)果

(a)

(b)

系統(tǒng)控制工程師對(duì)實(shí)車運(yùn)行數(shù)據(jù)進(jìn)行了統(tǒng)計(jì)分析，結(jié)果表明：整車行駛1公里，太陽輪軸向受力方向變化大約6次。那么，根據(jù)前面提到的故障車?yán)锍谭秶?1.4～2.7萬公里)，可知故障車輛的平均失效里程為2.05萬公里，對(duì)應(yīng)的太陽輪工作壽命約12.3萬次。由此，計(jì)算得到太陽輪仿真疲勞壽命與實(shí)際工作壽命的比值為1.049，仿真誤差為4.9%，仿真準(zhǔn)度大于95%。該仿真方法所得結(jié)果完全能滿足工程應(yīng)用，即通過仿真實(shí)現(xiàn)了故障再現(xiàn)，所建仿真模型準(zhǔn)確可靠，可用于進(jìn)行參數(shù)研究，從而完成改進(jìn)優(yōu)化工作。

圖9 原方案疲勞分析結(jié)果

2) 倒角影響分析

變速箱拆解后，通過對(duì)卡環(huán)定位組件各零件的觀察發(fā)現(xiàn)，太陽輪與卡環(huán)接觸端面存在不同尺寸的內(nèi)倒角，而設(shè)計(jì)圖紙并未要求該處必須有倒角。簡(jiǎn)單的理論分析認(rèn)為，該倒角尺寸大小對(duì)卡環(huán)的承載能力非常敏感(如圖10所示)。

為了驗(yàn)證該倒角對(duì)卡環(huán)受力的影響，本文針對(duì)原始方案分析了不同倒角下卡環(huán)的最大工作應(yīng)力。圖11為卡環(huán)最大工作應(yīng)力隨太陽斷面內(nèi)輪倒角尺寸的變化曲線，由圖可見，當(dāng)?shù)菇浅叽缧∮?.3 mm時(shí)，卡環(huán)應(yīng)力變化平緩；當(dāng)?shù)菇浅叽绱笥?.3 mm時(shí)，卡環(huán)應(yīng)力梯度急劇增大。因此，建議在設(shè)計(jì)圖紙中對(duì)該處倒角尺寸做明確要求，并對(duì)來料進(jìn)行抽檢監(jiān)控。

3) 直徑影響分析

為了研究裝配過程中不同裝配直徑時(shí)，卡環(huán)的裝配應(yīng)力分布情況，模擬分析了內(nèi)徑為31.11 mm的卡環(huán)裝配到35 mm的裝配過程，最大應(yīng)力變化曲線如圖12所示。由圖12可知，裝配直徑小于34 mm時(shí)，卡環(huán)最大裝配應(yīng)力小于裝配許用應(yīng)力1324 MPa；裝配直徑為34.2 mm時(shí)，最大應(yīng)力為1330.5 MPa，與許用應(yīng)力值相近，符合設(shè)計(jì)要求；裝配直徑為35 mm，超過35 mm時(shí)，卡環(huán)將在裝配過程中產(chǎn)生不可恢復(fù)的塑性變形或微觀裂紋。

圖10 卡環(huán)工作過程受力截面簡(jiǎn)圖

圖11 卡環(huán)最大工作應(yīng)力隨太陽輪倒角的變化曲線

Fig.11 Changing curve of maximum working stress of snap ring with chamfer of sun wheel

圖12 卡環(huán)最大應(yīng)力隨不同裝配直徑的變化曲線

Fig.12 Maximum stress curve of snap ring with different assembly diameter

4) 改進(jìn)方案模擬驗(yàn)證

根據(jù)以上所做的模擬故障再現(xiàn)分析及參數(shù)研究結(jié)果，提出了新的卡環(huán)尺寸方案，原方案與新方案的尺寸對(duì)比如表2所示。同時(shí)，使用前述驗(yàn)證過的仿真方法對(duì)新的方案進(jìn)行了模擬驗(yàn)證，原方案與新方案的模擬驗(yàn)證結(jié)果對(duì)比如表3所示。

表2 原方案與新方案尺寸對(duì)比

Table 2 Size comparison between the original scheme and the new scheme

內(nèi)徑/mm徑向厚度/mm軸向?qū)挾?mm太陽輪內(nèi)倒角/mm原方案30.22.31.580.5新方案31.112.31.580.5

表3 原方案與新方案模擬驗(yàn)證結(jié)果對(duì)比

Table 3 Comparison of simulation results between the original scheme and the new scheme

最大裝配應(yīng)力/MPa最大工作應(yīng)力/MPa壽命次數(shù)/萬次壽命里程/萬公里原方案1944136512.92.05新方案1251951422.770.45

由表3可知，新的方案預(yù)測(cè)壽命可以達(dá)到70萬公里，符合設(shè)計(jì)目標(biāo)。因此，將該方案實(shí)施到臺(tái)架和整車當(dāng)中，后續(xù)的臺(tái)架試驗(yàn)和整車運(yùn)行結(jié)果顯示：新方案實(shí)施后，同樣的失效問題未再出現(xiàn)過，方案驗(yàn)證有效。

5 結(jié)論

1) 所建仿真模型準(zhǔn)度大于95%。該仿真方法所得結(jié)果完全能滿足工程應(yīng)用，即：通過仿真實(shí)現(xiàn)了故障再現(xiàn)，所建仿真模型準(zhǔn)確可靠，可用于進(jìn)行參數(shù)研究，從而完成改進(jìn)優(yōu)化工作；

2) 工作狀態(tài)下，卡環(huán)承受太陽輪軸向推力，其所受最大應(yīng)力值對(duì)太陽輪倒角非常敏感，應(yīng)該將該尺寸加入圖紙，重點(diǎn)監(jiān)控；

3) 通過搭建準(zhǔn)確的仿真模型，準(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)了失效模式的仿真再現(xiàn)，從而運(yùn)用修正好的模型進(jìn)行零件改進(jìn)與優(yōu)化，推薦的方案通過了仿真驗(yàn)證與試驗(yàn)驗(yàn)證。