花鍵軸斷裂原因分析

劉 松

(中航工業(yè)南京機(jī)電液壓工程研究中心，南京 211106）

0 引言

花鍵軸可分為矩形花鍵軸和漸開線花鍵軸兩大類，是機(jī)械傳動的一種，和平鍵、半圓鍵、斜鍵作用相同，均起傳遞機(jī)械扭矩作用。其具有承載能力高、對中性、導(dǎo)向性好、互換性強(qiáng)、應(yīng)力集中小等特點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于飛機(jī)、汽車、拖拉機(jī)、機(jī)床制造業(yè)、農(nóng)業(yè)機(jī)械等領(lǐng)域。隨著花鍵軸的廣泛使用，相應(yīng)地出現(xiàn)花鍵軸斷裂失效案例及相關(guān)分析研究［1-4］?；ㄦI軸是傳動零件，因而其失效往往會造成重大機(jī)械事故。飛機(jī)發(fā)動機(jī)用花鍵軸是燃油增壓泵的關(guān)鍵零件，其主要作用是將發(fā)動機(jī)的一部分動力傳遞給燃油增壓泵;機(jī)匣和燃油增壓泵通過花鍵軸連接在一起，如果花鍵軸斷裂，將直接導(dǎo)致燃油增壓泵功能喪失。某型燃油增壓泵花鍵軸工作過程中，發(fā)生斷裂，該花鍵軸花鍵為漸開線式花鍵，材料為38CrMoAlA鋼，花鍵表層經(jīng)滲氮處理?；ㄦI軸為單向傳動，轉(zhuǎn)速約為8630 r/min，燃油增壓泵的最大功率為42 kW。

本研究通過對花鍵軸宏觀形貌和斷口進(jìn)行觀察與分析，對花鍵軸的材料成分、金相組織及形狀尺寸進(jìn)行測試，并應(yīng)用理論計算和有限元模擬分析，以確定花鍵軸的斷裂性質(zhì)及原因。

1 試驗過程與結(jié)果

1.1 宏觀檢查

花鍵軸斷裂位置如圖1所示，斷裂處位于靠近與機(jī)匣內(nèi)花鍵配合端的花鍵軸最小軸徑處?；ㄦI軸與機(jī)匣內(nèi)花鍵配合的花鍵明顯有雙面接觸痕跡存在(圖2a)，而與燃油增壓泵內(nèi)花鍵配合的花鍵只有單面接觸痕跡(圖2b)。該花鍵軸為單向傳動，花鍵應(yīng)只有單面接觸痕跡。因而通過花鍵的接觸痕跡可以推斷，花鍵軸花鍵與機(jī)匣內(nèi)花鍵嚙合間隙可能有問題。

圖1 花鍵軸的宏觀形貌Fig.1 Macro appearance of spline shaft

圖2 花鍵接觸痕跡形貌Fig.2 Contact trace of spline shaft

1.2 形狀尺寸測量

應(yīng)用三坐標(biāo)測量儀、齒輪儀和投影儀等精密測量設(shè)備對花鍵軸的形狀尺寸進(jìn)行測量。測量結(jié)果表明:該花鍵軸的齒形、齒向、齒厚等均符合圖紙要求，但斷裂處軸徑尺寸偏小。圖紙要求斷裂處軸徑尺寸為mm，該處實測尺寸為12.80 mm，不符合圖紙要求。

1.3 斷口觀察

花鍵軸宏觀斷口為星形斷口形貌［5］，如圖3a。斷口微觀形貌中有明顯的疲勞條帶(圖3b)存在;中心部位為瞬斷區(qū)，存有大量韌窩(圖3c)。從斷口形貌可以確定，花鍵軸斷口呈典型軸的扭轉(zhuǎn)疲勞斷口特征，其斷裂性質(zhì)應(yīng)為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞。疲勞源區(qū)及附近未發(fā)現(xiàn)腐蝕現(xiàn)象，也未發(fā)現(xiàn)夾雜等冶金缺陷。

1.4 化學(xué)成分分析

應(yīng)用直讀光譜儀進(jìn)行化學(xué)成分分析，結(jié)果見表1。該花鍵軸的材料符合GJB 1951—1994的規(guī)定。

1.5 金相組織及硬度檢查

雖然斷裂處沒有滲氮層(只有花鍵處要求滲氮處理)，但整個花鍵軸滲氮處理前進(jìn)行過調(diào)質(zhì)處理，因而應(yīng)用HB 5022—1994《航空鋼制件滲氮、氮碳共滲金相組織檢驗標(biāo)準(zhǔn)》對該處金相組織進(jìn)行評判。該處組織為回火索氏體(圖4)，級別為2級，符合要求(該零件調(diào)質(zhì)組織應(yīng)為1～5級)。

圖3 花鍵軸斷口形貌Fig.3 Fracture surface of spline shaft

表1 花鍵軸的化學(xué)成分結(jié)果(質(zhì)量分?jǐn)?shù) /%)Table 1 Chemical composition of spline shaft(mass fraction/%)

圖4 斷裂處顯微組織Fig.4 Microstructure of the fracture zone

測試其洛氏硬度，結(jié)果為34.5 HRC，滿足技術(shù)要求(30～37 HRC)。

2 分析與討論

從試驗結(jié)果可知，花鍵軸斷裂性質(zhì)為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，化學(xué)成分、金相組織及硬度均符合要求。斷裂位置為花鍵軸的最小軸徑處，且該處軸徑偏小。通過花鍵的接觸痕跡推斷出花鍵軸花鍵與機(jī)匣內(nèi)花鍵嚙合間隙存在問題。

式中:T為扭轉(zhuǎn)力矩;P為設(shè)計的最大功率(42 kW);n為花鍵軸的工作轉(zhuǎn)速(8 630r/min=903.8 rad/s);

式中:WP為扭轉(zhuǎn)截面系數(shù);D為直徑(13 mm);

式中:τ為切應(yīng)力。

式中:τmax為最大理論剪切應(yīng)力;Kt為軸肩應(yīng)力集中系數(shù)(1.31)，查手冊［6］可知:d/D=0.565，D/d=1.769，r/d=0.154，選取 Kt值。

扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度條件

式中:n為工作安全系數(shù);nf為疲勞安全系數(shù)(1.3～1.5);εt為尺寸系數(shù)(取0.9［7］);β 為表面質(zhì)量系數(shù)(取 0.88［7］);τ－1為扭轉(zhuǎn)疲勞極限(取 285 MPa［6］(5))。

對比38CrMoAlA鋼調(diào)質(zhì)狀態(tài)的抗剪切強(qiáng)度(τb≥940 MPa，τ0.3≥765 MPa)和疲勞安全系數(shù)(1.3～1.5)可知，該處設(shè)計的抗剪切強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度是滿足要求的。

金屬材料扭轉(zhuǎn)疲勞產(chǎn)生應(yīng)必須滿足2個條件:一是有交變應(yīng)力或交變扭距，二是交變應(yīng)力幅大于該處材料的疲勞極限?；ㄦI軸的設(shè)計強(qiáng)度、材料、組織、性能均滿足要求，源區(qū)也未發(fā)現(xiàn)缺陷和腐蝕痕跡;并通過花鍵的接觸痕跡可以判斷出花鍵軸花鍵與機(jī)匣內(nèi)花鍵嚙合間隙存在問題。因而推斷可能由于花鍵軸花鍵與機(jī)匣內(nèi)花鍵嚙合間隙存在問題，工作時引起共振才是致使花鍵軸扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂最有可能的原因(共振能產(chǎn)生交變應(yīng)力，并能使其能量放大，產(chǎn)生的應(yīng)力幅可能超出其疲勞極限)。由于這只是一種推測，花鍵軸扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂是否與共振有關(guān)需要進(jìn)一步分析。

應(yīng)用有限元模擬仿真分析，對花鍵軸是否具備共振條件進(jìn)行了研究。花鍵軸的前5階模態(tài)下的相對振動應(yīng)力云圖見圖5。前5階模態(tài)固有頻率見表2。從相對振動應(yīng)力云圖可以看出，花鍵軸在第4階模態(tài)下產(chǎn)生的最大相對振動應(yīng)力在斷裂處。因而如果根據(jù)工作轉(zhuǎn)速繪制Campbell共振圖中，產(chǎn)生的激振力頻率與第4階振型的固有頻率相同、相近或為整數(shù)倍，就具備共振條件［9］。

圖5 前5階模態(tài)下的相對振動應(yīng)力云圖Fig.5 Relative vibration stress of the first five steps

表2 前5階模態(tài)固有頻率Table 2 Base frequencies of the first five steps Hz

花鍵軸激振力頻率的可用式(6)計算:

式中:K=1、2、3……;Z為機(jī)匣連接的花鍵齒數(shù)，取18;n為花鍵軸轉(zhuǎn)速，取8630 r/min。

根據(jù)繪制花鍵軸的Campbell共振圖(圖6)可知，當(dāng)K=6時，轉(zhuǎn)速8630 r/min時產(chǎn)生的激振力頻率與4階振型固有頻率相交。因而可以判斷出花鍵軸在工作情況下，具備引起4階共振的條件。

激振力產(chǎn)生原因又是一個判斷花鍵軸是否具備共振的條件，并且仍是解決其共振問題的一個手段。激振力一般可分為2種:一種為機(jī)械激振力，另一種為氣體激振力。很明顯引起花鍵軸共振的激振力是機(jī)械激振力。如果齒或花鍵配合不當(dāng)，嚙合存在較大間隙，就會在齒或花鍵上產(chǎn)生激振力，并會使周期性的激振力作用在軸上［9-11］。從花鍵軸機(jī)械激振力產(chǎn)生的機(jī)理和花鍵軸花鍵與機(jī)匣內(nèi)花鍵的接觸痕跡，可以分析出激振力的產(chǎn)生與花鍵嚙合間隙不當(dāng)有關(guān)?；ㄦI嚙合間隙不當(dāng)可能與花鍵(包括花鍵軸的花鍵和機(jī)匣的內(nèi)花鍵)加工尺寸、形位公差、配合要求和裝配過程有關(guān)。檢查發(fā)現(xiàn)機(jī)匣內(nèi)花鍵有明顯的花鍵壓痕形貌(有一定塑性變形);且燃油泵的定位銷，留有明顯的由于裝配不當(dāng)，致使其毀壞的痕跡。

圖6 Campbell共振圖Fig.6 Campbell resonance vibration graph

式中:ΔT為扭距幅;Δτ為剪切應(yīng)力幅;WP為扭轉(zhuǎn)截面系數(shù);D為軸直徑。

3 結(jié)論

1)花鍵軸斷裂性質(zhì)為扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂;

2)花鍵軸扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂與共振有關(guān)，而共振可能是機(jī)匣內(nèi)花鍵嚙合間隙不當(dāng)引起的。

［1］劉敏，李瑜，陳勇，等.馬達(dá)花鍵軸斷裂原因分析［J］.理化檢驗:物理分冊，2000，36(6):263 －265.

［2］梁政，鐘功祥，陳偉，等.1400型壓裂泵動力端花鍵軸斷裂失效分析［J］.機(jī)械，2005，32(3):66－68.

［3］甘春瑾，馬喆，董文玲，等.橋間差速器輸入花鍵軸斷裂原因分析［J］.金屬熱處理，2006，31(1):92－93.

［4］胡春燕，劉德林，萬方，等.花鍵軸斷裂失效分析［J］.材料工程，2009(5):57－64.

［5］張棟，鐘培道，陶春虎，等.失效分析［M］.北京:國防工業(yè)出版社，2004:136－141.

［6］徐灝.機(jī)械設(shè)計手冊［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2000:69.

［7］胡增強(qiáng).固體力學(xué)基礎(chǔ)［M］.南京:東南大學(xué)出版社，1990:211－214.

［8］陶春虎，鐘培道，王仁智，等.航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動部件的失效與預(yù)防［M］.北京:國防工業(yè)出版社，2000:43－45.

［9］祝效華，鄧福成，滕照峰，等.五柱塞注水泵曲軸模態(tài)分析［J］.西南石油大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版，2009，31(5):175－177.

［10］趙厚繼，劉厚根，王宇奇，等.基于ANSYS機(jī)械增壓器主動軸的動態(tài)特性分析［J］.機(jī)械傳動，2009，33(3):1－3.

［11］王建平，王玉新.齒輪系統(tǒng)諧波共振的多尺度分析方法［J］.機(jī)械設(shè)計與研究，2005，21(4):43－46.