電控EGR閥齒輪斷裂問題分析與解決

都興鵬+武獻(xiàn)兵+王安陽(yáng)+黃建忠+孫小偉

摘 要：某電控EGR閥在耐久試驗(yàn)過程中出現(xiàn)雙聯(lián)齒輪啃齒問題。為解決此問題，首先確認(rèn)斷裂位置及形態(tài)；其次，利用電鏡對(duì)失效樣件進(jìn)行斷口分析、斷口周邊元素觀測(cè)，初步確認(rèn)齒輪失效原因；再次，通過計(jì)算機(jī)仿真分析對(duì)塑料齒輪嚙合受力及斷裂真因進(jìn)一步確定，制定整改對(duì)策；最后，樣件整改并策劃試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明：PES塑料齒輪啃齒受溫度影響不大，而齒輪根部強(qiáng)度及嚙合長(zhǎng)度是影響齒輪強(qiáng)度的決定因素。因此，通過優(yōu)化齒輪參數(shù)、增加齒輪齒根強(qiáng)度，此問題最終得以解決。

關(guān)鍵詞：塑料齒輪；變位系數(shù)；齒寬；全圓角

中圖分類號(hào)： TM23 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A 文章編號(hào)： 1673-1069（2016）23-144-2

0 引言

近年，隨著塑料齒輪具有質(zhì)量輕、噪聲低、自潤(rùn)滑好、生產(chǎn)效率高、制造成本低等特點(diǎn)，高強(qiáng)度、高性能的塑料，則成為當(dāng)今社會(huì)研究的重要課題。

因塑料零部件較金屬材料可實(shí)現(xiàn)節(jié)能減重，降低油耗，提高生產(chǎn)和組裝的效率、減噪降震效果、可耐受各種車用液體、耐受摩擦和腐蝕性能等優(yōu)勢(shì)，在發(fā)動(dòng)機(jī)零部件領(lǐng)域應(yīng)用隨之增加，而高精度、高強(qiáng)度則是塑料類零部件發(fā)展的主題，進(jìn)而高功能塑料（如PES等）逐步得到應(yīng)用。

1 問題描述

某發(fā)動(dòng)機(jī)在耐久試驗(yàn)過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)存在故障燈點(diǎn)亮問題，排查發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)EGR閥無(wú)法開啟，經(jīng)對(duì)故障件拆解分析，EGR閥傳動(dòng)雙聯(lián)齒輪存在啃齒現(xiàn)象，排查同批次試驗(yàn)樣件，同樣存在齒輪啃齒現(xiàn)象，齒輪啃齒導(dǎo)致傳動(dòng)機(jī)構(gòu)卡滯，EGR閥無(wú)法開啟，齒輪啃齒現(xiàn)象如圖1所示。

2 問題分析排查

2.1 齒輪受力情況排查

電控式EGR閥有直流電機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)齒輪組減速后，由輸出軸輸出，經(jīng)搖臂組件將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為直線運(yùn)動(dòng)，為實(shí)現(xiàn)電控閥的自回位功能，在閥桿組件位置設(shè)置有回位彈簧，實(shí)現(xiàn)閥的斷電自回位功能。

經(jīng)電機(jī)功率、扭矩對(duì)比及彈簧彈力對(duì)比，EGR閥試驗(yàn)運(yùn)行過程中無(wú)異常受力情況，排除異常外力導(dǎo)致的齒輪斷裂問題。

2.2 斷口形態(tài)分析

首先對(duì)斷裂齒輪斷裂位置微觀形態(tài)進(jìn)行分析，經(jīng)電鏡1000倍放大后微觀形態(tài)觀察，如圖2、圖3所示，齒輪整體斷裂，斷裂部位源于齒輪根部R角與齒過渡區(qū)，斷裂區(qū)域不存在氣泡等注塑缺陷，碳纖組織分布均勻，初步分析為根部R角過渡區(qū)強(qiáng)度不足造成齒斷裂。

2.3 齒輪受溫度影響排查

側(cè)隙是指安裝好的齒輪副當(dāng)一個(gè)齒輪固定時(shí)，另一個(gè)齒輪的圓周方向晃動(dòng)量，以分度圓上弧長(zhǎng)計(jì)。齒輪側(cè)隙是為了保證齒面間形成正常的潤(rùn)滑油膜和防止由于齒輪工作溫度升高引起的膨脹變形致使齒輪卡滯。因前期考慮齒輪受熱的膨脹量，齒輪按照基齒厚制，拉大齒輪中心距，設(shè)定齒輪側(cè)隙為（0.09-0.12）mm。經(jīng)從有限元的分析結(jié)果看，高溫條件下側(cè)隙與常溫差別不明顯（PES塑料受溫度影響不大），高溫下不存在齒輪膨脹卡滯問題（圖4所示）。

2.4 齒輪嚙合排查

齒輪參數(shù)包括：模數(shù)，齒數(shù)，壓力角，齒頂高系數(shù)，齒根高系數(shù)，齒寬，變位系數(shù)。齒輪傳動(dòng)其強(qiáng)度分為齒根強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度。齒面接觸強(qiáng)度，主要和兩嚙合齒輪的材料和齒面硬度及齒寬有關(guān)系；齒根強(qiáng)度，主要和齒輪模數(shù)和齒寬有關(guān)系；對(duì)于變位齒輪，則和變位系數(shù)也有一定的關(guān)系：對(duì)于正傳動(dòng)，也就是正變位齒輪，其齒根強(qiáng)度越強(qiáng)，而負(fù)變位齒輪則因齒根處被削弱，其承載能力下降，也就是強(qiáng)度下降。因考慮主動(dòng)齒輪為小模數(shù)且齒數(shù)<17，采用滾齒加工方式，故齒輪變位系數(shù)設(shè)計(jì)為X1=0.3，中間過渡齒輪為PES高功能塑料齒輪，采用注塑工藝獲得，故變位系數(shù)設(shè)計(jì)為X2=-0.298，經(jīng)齒輪靜態(tài)核算，齒輪不存在卡滯等問題。對(duì)比標(biāo)桿齒輪數(shù)據(jù)，本設(shè)計(jì)中間過渡齒輪變位系數(shù)較大，且根部過渡角較小，存在齒根強(qiáng)度不足問題。

2.5 強(qiáng)度校核

按運(yùn)行方式，通過動(dòng)力學(xué)分析可以得出中間過渡齒輪啃齒原因是：在閥關(guān)閉后從動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪運(yùn)動(dòng)不同步，主動(dòng)齒輪（閥門關(guān)閉時(shí)轉(zhuǎn)速約1200rpm）在慣性作用下會(huì)對(duì)中間齒輪產(chǎn)生沖擊（如圖5所示），中間齒輪同時(shí)會(huì)把沖擊傳遞給從動(dòng)齒輪，進(jìn)而造成齒輪根部受沖擊載荷達(dá)到110.3MPa，超過塑料齒輪的許用應(yīng)力102MPa，造成齒輪齒根部斷裂。

3 齒輪優(yōu)化措施

3.1 嚙合中心距修正

為防止齒頂干涉，將中心距a進(jìn)行適當(dāng)修正；為防止齒側(cè)干涉，將公法線長(zhǎng)度Wk、變位系數(shù)x作適當(dāng)修正。中間過渡齒輪為輕載高速組齒輪，輕微的干涉將導(dǎo)致噪聲甚至卡滯，過大的間隙則降低重合度并產(chǎn)生噪聲、同時(shí)降低齒輪強(qiáng)度。其模數(shù)m 取0.45，在無(wú)側(cè)隙嚙合設(shè)計(jì)計(jì)算的基礎(chǔ)上，將中心距增加量Δa=（0.15～0.25）m，小齒輪的公法線長(zhǎng)度減小量ΔWk=-0.0425mm，大齒輪的公法線長(zhǎng)度減小量ΔWk=-0.045mm。因此齒輪組中心距已確定，按中心距反推思路，變位系數(shù)取0.2。

3.2 齒頂圓直徑的修正

為了減少生產(chǎn)中可能出現(xiàn)的干涉，防止齒頂過度變尖和模具加工困難，齒頂圓直徑取下偏差，直徑減小量0.045。

3.3 齒頂、齒根過渡圓弧半徑的設(shè)計(jì)

齒頂、齒根過渡圓弧是影響齒輪強(qiáng)度及嚙合過程的關(guān)鍵因素，結(jié)合塑料齒輪的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，齒根圓過渡圓弧采用全圓角設(shè)計(jì)思路，而齒頂過渡圓弧則結(jié)合齒根圓弧的大小做對(duì)應(yīng)的調(diào)整。設(shè)計(jì)過程中聯(lián)合注塑齒輪模具的生產(chǎn)工藝（齒根過渡圓弧根據(jù)線切割加工工藝而設(shè)置的，其最小曲率半徑取決于線切割加工所用的電極銅絲直徑d、火花間隙、走刀次數(shù)等工藝條件）。為了保證足夠的重合度和齒頂厚度，應(yīng)盡量減小齒頂過渡圓弧半徑，同時(shí)應(yīng)滿足條件：

ρa(bǔ) min=d/2+放電間隙+0.01

按小模數(shù)齒輪齒廓基本參數(shù)，齒根過渡圓弧半徑ρf≤0.2m。為了保證輪齒齒根抗彎強(qiáng)度，在確保不發(fā)生過渡曲線干涉的情況下，應(yīng)加大ρf的取值，且須滿足線切割工藝限制條件，故按全圓角設(shè)計(jì)思路，取0.25。

3.4 齒輪寬度設(shè)計(jì)

齒輪傳動(dòng)組采用的為減速齒輪，設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)中顯示：為了保證齒輪接觸線長(zhǎng)度及提高小齒輪的齒面接觸強(qiáng)度，取小齒輪的齒寬大于大齒輪的齒寬。本設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)組中，小齒輪為銅合金材質(zhì)，大齒輪采用塑料齒輪，材料性能的差異導(dǎo)致在嚙合運(yùn)行中，大齒輪齒面強(qiáng)度相對(duì)較小，故塑料齒輪設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)中顯示將強(qiáng)度低的齒輪齒寬增大5—10mm。

經(jīng)計(jì)算，齒輪參數(shù)優(yōu)化方案，參數(shù)見表1所示：

4 塑料齒輪的強(qiáng)度校核及驗(yàn)證

4.1 采用單齒受力校核

通過齒輪分度圓加載載荷方案進(jìn)行強(qiáng)度校核，法向載荷0.07N·m，均勻分布在直齒圓柱小齒輪節(jié)點(diǎn)上，通過分析，齒輪各項(xiàng)應(yīng)力值均大幅降低（約40%），具體數(shù)值見表2。

4.2 運(yùn)動(dòng)仿真校核

應(yīng)用動(dòng)力學(xué)運(yùn)動(dòng)仿真分析：①正常運(yùn)行狀態(tài)加載系統(tǒng)的傳統(tǒng)載荷；②在閥門關(guān)閉時(shí)刻，增加從動(dòng)齒輪與主動(dòng)齒輪運(yùn)動(dòng)不同步?jīng)_擊力。

應(yīng)力等值線圖顯示（圖6所示），在EGR閥關(guān)閉時(shí)刻因受齒輪不同步運(yùn)動(dòng)的沖擊力，齒根過渡圓弧處接觸線上出現(xiàn)最大負(fù)應(yīng)力，即最大壓應(yīng)力，此是導(dǎo)影響塑料齒折強(qiáng)度的關(guān)鍵因素。

在初始設(shè)計(jì)中，最大壓應(yīng)力在齒根過渡圓弧上處，達(dá)110.3MPa，超過材料的許用極限應(yīng)力值的8%。優(yōu)化設(shè)計(jì)后，齒根過渡圓弧處壓應(yīng)力為52MPa，齒根應(yīng)力顯著下降。

4.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

按優(yōu)化后方案制作樣件，裝配總成進(jìn)行試驗(yàn)，經(jīng)單體耐久試驗(yàn)驗(yàn)證規(guī)范，帶溫度變化運(yùn)行575H，各齒輪無(wú)啃齒及斷裂問題，且齒輪副無(wú)異常磨損，與受力分析結(jié)果一直。試驗(yàn)后照片圖7所示。

5 結(jié)論

本文提供了塑料齒輪設(shè)計(jì)思路及優(yōu)化方案，結(jié)合注塑模具制造工藝（慢走絲線切割模具）和塑料注射成型工藝的特點(diǎn)，給出了相應(yīng)的齒廓造型參數(shù)的設(shè)計(jì)修正原則和齒輪過渡圓角的設(shè)計(jì)原則，并應(yīng)用有限元分析方法進(jìn)行齒輪強(qiáng)度優(yōu)化設(shè)計(jì)強(qiáng)度校核。改進(jìn)后的齒輪使用壽命6百萬(wàn)次以上，滿足在汽車行業(yè)的設(shè)計(jì)使用要求，此次改進(jìn)研究，對(duì)塑料齒輪設(shè)計(jì)有非常重要的意義。

參 考 文 獻(xiàn)

[1] 陳良玉，等，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二卷，機(jī)械零部件設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

[2] 樊志敏，朱東華.圓柱齒輪嚙合干涉干涉及根切的分析研究[J].機(jī)械科學(xué)與制造，2003（4）.

[3] 陳霞，等.直齒圓錐齒輪修形仿真[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，200.（3）.

[4] 李永祥，畢曉勤，等.基于ANSYS的直齒面齒輪的承載接觸分析[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，2009（7）.

[5] 齒輪手冊(cè)編委會(huì).齒輪手冊(cè)[M].2版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001.