基于取力傳動軸總成失效的分析應用

張鵬超

(許昌遠東傳動軸股份有限公司， 河南 許昌 461111)

1 問題概述

某客戶反饋一套油泵取力傳動軸，在用戶使用120 h后出現斷裂故障，斷裂部位在傳動軸總成的前十字軸，許昌遠東傳動軸股份有限公司及時向該客戶提供新傳動軸，為用戶進行了更換。

2 故障定位

2.1 故障定位的依據

該取力傳動軸總成出現斷裂后，該公司質量部組織技術、生產、檢驗人員到該客戶處對失效件進行了初步檢查分析，發現失效傳動軸總成前萬向節十字軸斷裂。為進一步查明該軸失效原因，將失效件帶回作了進一步理化檢驗，檢驗項目包括軸管和十字軸材質檢驗、十字軸金相組織、硬度檢驗等，均符合圖紙設計要求(見表1、2)。

表1 十字軸材質檢驗

表2 十字軸金相、硬度檢驗

又對失效件宏觀型貌進行分析(見圖1～3)，發現：十字軸斷口為疲勞斷口； 前、后兩端萬向節存在明顯相位偏差；軸管存在明顯扭曲變形； 失效模式為低周疲勞斷裂。

為驗證該傳動軸總成靜扭矩是否滿足設計文件要求，抽取了同規格型號的傳動軸做了靜扭轉強度試驗，試驗結果表明：傳動軸靜扭破壞扭矩值達到2 350 N·m。根據設計文件和雙方簽定的技術要求規定，傳動軸總成額定扭矩為1 078 N·m，按照《汽車傳動軸總成技術條件》(QC/T29082—92)規定，其靜扭屈服強度應大于額定扭矩的1.5倍，即該傳動軸靜扭屈服強度大于1 617 N·m即為合格。

圖1 十字軸斷裂形貌

圖2 十字軸斷口形貌

圖3 十字軸切割取樣

基于以上檢驗和分析，該公司初步判斷該取力傳動軸總成斷裂-失效原因為:傳動軸長期處于超負荷運行狀態，造成傳動軸各零件長期承受過大應力，導致萬向節十字軸出現疲勞裂紋并逐漸擴展、軸管扭曲變形，從而最終導致傳動軸斷裂失效現象發生。

為確定是否因用戶安裝使用不當造成該傳動軸斷裂，該公司技術、質量人員對該傳動軸在用戶產品上的安裝形式和安裝角度進行檢查，安裝角度在3°～5°之間，小于該型號傳動軸的安裝許用角度22°；安裝沒有問題；檢查故障傳動軸未發現缺油或潤滑不良現象。

同時，對其選定的傳動軸扭矩進行了復核計算，選型安全系數達2.46，符合機械設計手冊推薦的傳動軸安全系數規范要求，認為不存在過載的問題。

鑒于以上技術分析，傳動軸質量合格，符合設計要求，用戶也不存在安裝、使用不當的問題，那么，故障原因就只有可能是在傳動軸設計上存在認識不到的問題或某些設計缺陷。

2.2 故障定位結果

針對故障傳動軸經過一系列檢驗和試驗，沒發現質量問題，公司技術部對傳動軸進行了全面的設計校核，根據故障現象和對失效件的檢驗分析，傳動軸的故障點為十字軸和軸管。

針對故障點的強度設計校核如下:

2.2.1 傳動軸軸管

傳動軸軸管的最大扭轉應力:

式中：Mmax為傳動軸最大扭矩，1 078 N·m；D為軸管外徑，φ50 mm；d為軸管內徑，φ45 mm。

τ<[τ]=300 N/mm2，所以，上述計算證明軸管是安全的。

2.2.2 十字軸的校核

軸頸根部端面的彎曲應力

式中：Mmax為傳動軸最大扭矩，1 078 N·m；h為十字軸軸頸長度，14.5 mm；D為十字軸軸頸，16.3 mm；H為十字軸長度，80 mm；L為滾針長度，14.5 mm；d為十字軸油孔直徑，5.2 mm。

根據汽車設計經驗數據，十字軸彎曲應力應不大于250～350 N/mm2，所以十字軸的彎曲應力是安全的，傳動軸設計符合QC/T29082—1992《汽車傳動軸總成技術條件》要求。

但因各種計算方法及σ彎、τ值選取方法不盡相同，與該客戶技術溝通意見有出入，根據汽車與工業用傳動軸使用環境及工作性質有所區別、應根據機械設計手冊選取[σu]=σs/(3～3.5)MPa。

[τ]為許用扭矩切應力，與許用拉應力[σ]的關系為[τ]=0.5～0.6[σ]，根據機械設計手冊規定:[σ]=σs/(1.5～2)MPa，

軸管材質為440QZ時，其σs≥280 MPa，將σs代入[σ]的計算公式可得:

[σ]=σs/(1.5～2)=280/(1.5～2)=

140～186.7 MPa

將[σ]值代入[τ]的計算公式可得：

[τ]=0.5～0.6[σ]= 70～112 MPa

而原傳動軸計算的τ值為127.7 N/mm2，超過了軸管材質允許的切應力[τ]，不符合機械設計手冊推薦的通用設計規范的安全要求。

通過以上的設計校核分析來看，該傳動軸的十字軸彎曲強度和傳動軸軸管強度均低于設計規范推薦的安全系數要求。

傳動軸早期疲勞斷裂的故障原因就是原傳動軸設計在工業(油泵取力)使用環境工作時存在安全系數裕量偏小的問題。

2.2.3 問題原因

原傳動軸是該公司的老產品，其技術狀態早已固化，其靜扭強度滿足汽車傳動軸通用技術條件，一直為汽車配套生產，沒有出現問題。在給該客戶配套中，在出現斷裂問題之前，技術部門沒有對其設計強度復核計算，所以沒認識到原設計存在一定的安全隱患。

3 故障機理

該客戶選用的該型傳動軸總成，兩端均采用法蘭聯接，含有2個萬向節，并帶1個花鍵伸縮結構。該結構也是我公司成熟的設計結構，在其他產品上已廣泛應用。適用于有角度位移的兩軸間聯接，兩軸間的軸間工作角度最大可達22°。其為何在滿足汽車傳動軸靜扭強度試驗的情況下卻不能滿足該公司的使用要求呢，是因為汽車傳動與油泵取力系統使用情況不同。

汽車傳動軸用于汽車行駛時，只有20%的時間工作在最大扭矩，靜扭強度安全系數大于1.5即可大部分滿足用戶使用要求，而用于油泵取力工作時，其負載卻是在啟動時有瞬時較大沖擊，然后恒定在較大的負載下工作，即使恒定負載不超過最大負載，但其有可能大于汽車使用條件下的壽命周期內的實際使用平均負載，從而使傳動軸出現低壽命周期的疲勞破壞。

根據設計校核計算結果，其關鍵部位十字軸和軸管的安全系數確實不滿足安全設計要求，所以該傳動軸用在負荷特性具有持續性和瞬時較大沖擊的負載的情況下，軸管容易早期疲勞，出現扭曲變形，進而萬向節十字軸出現疲勞裂紋并逐漸擴展，最終在多次突然施加的沖擊負荷的作用情況下，出現疲勞性的一次性斷裂故障。

4 措施有效

4.1 實施方法

針對故障原因，對該傳動軸總成進行如下設計改進加強:

1) 傳動軸軸管由原來的φ 50×2.5 mm，改進為φ 63.5×2.5 mm，經計算抗扭截面模量由8 440.6 mm3增大為14 060.6 mm3，強度提高67%。

2) 萬向節十字軸材質由20Cr改進為20CrMnTi，抗拉強度由835 MPa增大為1 080 MPa，提高29%，屈服強度由540 MPa增大為850 MPa，提高57%，同時對十字軸的軸肩圓角和粗糙度等進行了優化改進設計。

4.2 改進措施

4.2.1 設計校核情況

原設計軸管規格為φ 50×2.5 mm，改進為φ 63.5×2.5 mm；原裝配十字軸材質為20Cr，現改為20CrMnTi。改進后設計校核計算結果如下:

1) 傳動軸軸管

傳動軸軸管的最大扭轉應力為τ，則

式中：Mmax為傳動軸最大扭矩，1 078 N·m；D為軸管外徑，φ 63.5 mm；d為軸管內徑，φ 58.5 mm。

軸管材質經計算，[τ]取112 N/mm2,τ<[τ]，滿足設計規范規定的強度條件τ≤[τ]的要求。

2) 十字軸的校核

軸頸根部斷面的彎曲應力

式中：Mmax為傳動軸最大扭矩1 078 N·m；H為十字軸軸頸長度，12.5 mm；D為十字軸軸頸長度，18.46 mm；H為十字軸長度，69 mm；L為滾針長度，10.5 mm；d1為十字軸油孔直徑，6 mm。

十字軸材質由20Cr改為20CrMnTi，其許用彎曲應力[σμ]增大為283 N/mm2。σ彎<[σμ]，滿足設計規范規定的強度要求。

由計算得出:傳動軸改進設計后，軸管和十字軸安全系數皆得到有效改善和提高，其強度校核設計達到了機械手冊所推薦的通用設計規范安全性要求。

4.2.2 試驗驗證情況

該公司按照該傳動軸總成改進后的技術狀態加工了一根樣軸，并進行了靜扭強度試驗，結果見表3。

表3 靜扭強度試驗結果

應客戶要求，又進行了傳動軸總成改進前后的靜扭強度對比試驗，試驗情況見圖4，結果見表4。

圖4 改進后技術狀態靜扭試驗情況

N·m

試驗情況見圖5、6。綜上2次試驗表明：傳動軸總成改進前后安全系數平均提高了53%。

改進后傳動軸所用的φ 63.5×2.5 mm軸管、20CrMnTi材質的萬向節十字軸在該公司供其他主機廠的傳動軸上已大批量使用，性能穩定可靠。該系列同類型的傳動軸在長春吉林大學車輛檢測實驗室曾做過靜扭強度試驗(見表5、圖7)和疲勞鑒定試驗(見表6)，均合格。

圖5 改進前靜扭試驗情況

4.2.3 用戶復核驗證試驗情況

改進后的傳動軸得到該客戶的設計復核驗證和裝機試驗驗證。經設計復核和對傳動軸重要部位的強度校核，經改進設計后的傳動軸可以滿足客戶理論設計要求。改進后傳動軸首套交用戶后，滿載、持續4 h運行，沒有發現軸管屈服、萬向節斷裂的情況，繼而對已交付用戶的30套總成進行了更換，運行已超過120 h，未收到失效信息，改進措施有效性得到進一步驗證。

表6 扭轉疲勞壽命

5 結束語

隨著各類特種用途的汽車裝備研發、生產，汽車傳動軸總成廣泛應用到取力發電、水泵取力、油泵取力等，本文旨在說明針對這類取力傳動軸選型、匹配時應充分考慮工作環境、負載受力情況，按照工業傳動軸使用工作環境要求，選擇安全系數裕量合適的汽車傳動軸結構，保證該類型傳動軸總成達到設計使用壽命要求。