太陽輪軸用卡環疲勞失效原因分析與改進研究

徐章祿

(科力遠混合動力技術有限公司，上海 201501)

0 前言

變速器齒輪定位卡環，又稱卡簧或擋圈，其主要作用是限制齒輪的軸向竄動，確保齒輪在工作過程中的軸向穩定性[1]?？ōh分為軸用卡環和孔用卡環，軸用卡環屬于緊固件的一種，由于其成本優于傳統緊固件，而且便于安裝和拆卸，已經廣泛應用于機械設備的軸系機構中[2]。標準卡環結構簡單，但在結構設計復雜而緊湊的新能源混合動力系統中，標準卡環往往不能滿足設計空間要求，工程師不得不自行設計非標準卡環，這增大了系統試驗過程中故障發生的頻率。

在軸系高速旋轉過程中，軸用彈性擋圈可能會因離心力的作用與軸系脫離，從而造成其緊固作用失效，影響設備的運行可靠性，高速旋轉造成設備失效時有發生[2]。徐超[3]運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轉速，為卡環的合理設計提供了一定的參考。李宣秋[4]等分析了臨界轉速的失效機理，建立了單一旋轉離心力作用下擋圈受力模型，通過微分對擋圈模型進行受力分析，給出了在離心力作用下，軸用彈性擋圈臨界轉速倒推方法及計算公式。王令[5]等采用化學成分、硬度、金相組織及斷口等對失效卡環進行了分析，結果表明卡環存在原始裂紋是發生斷裂失效的根本原因。

本文基于整車運營過程中發生的卡環斷裂失效，在前人研究的基礎上，總結出了一套卡環非標件的開發設計與模擬驗證的方法，并應用到了卡環斷裂失效的原因分析和改進優化的工作中，主要內容包含：卡環設計方案的理論計算，齒輪傳動過程中的動力學仿真，卡環裝配過程和工作過程的有限元應力仿真分析和疲勞仿真分析。

1 卡環失效分析

1.1 試驗故障描述

多臺安裝有相同卡環的新能源車輛在市場運營過程中出現了變速箱異響，導致被迫停機拆箱檢修，拆解后發現部分合成箱行星排齒輪斷裂，太陽輪卡環出現斷裂，未斷裂的部位留在電機軸上，斷裂部分可以在合成箱內找到，卡環斷裂位置大部分在三等分位置處。車輛發生故障時，其運行里程范圍分布在1.4～2.7萬公里之間。失效卡環如圖1所示，卡環表面有磨損痕跡，說明卡環在使用過程中存在周向轉動；同時，磨損痕跡顯示斷裂的卡環和太陽輪接觸面積靠上端，說明卡環承受傾覆力矩。

圖1 失效卡環

1.2 卡環件失效分析

導致卡環發生疲勞失效，可能的原因如下：

①卡環安裝槽尺寸及相應公差尺寸鏈不滿足卡環的設計要求；

②溝槽及卡環的承載能力不滿足要求；

③軸的工作極限轉速超過了卡環與軸的分離轉速；

④卡環與軸肩的徑向配合尺寸設計不合理；

⑤太陽輪加工不滿足要求，與卡環接觸的斷面倒圓角超出設計尺寸，增大了卡環承受的傾覆力矩；

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

2 卡環受力分析

1) 裝配過程

圖2為卡環裝配工裝示意圖，在手柄的向右軸向推力作用下，卡環由初始狀態位置沿著導向套被推到最大裝配直徑位置，卡環內徑由初始尺寸撐大到最大裝配直徑(該尺寸比卡環安裝槽的軸肩直徑略大一點)，該過程中卡環除了受軸向推力外，還承受徑向過盈載荷。設計要求在裝配過程中，卡環不能發生塑性變形。因此，在設計之初，就需要進行裝配過程有限元模擬仿真，并重點關注卡環在過盈載荷作用下的應力變化情況，判斷卡環是否發生塑性變形。

圖2 卡環裝配過程原理圖

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，卡環與電機軸卡環槽之間過盈配合，卡環與太陽輪軸向端面接觸，太陽輪與電機軸間通過花鍵連接。系統不工作時，卡環只承受徑向地過盈載荷。系統工作時，若太陽輪承受的是向左的軸向推力，該力傳遞到卡環上，由于太陽輪左端面存在內倒角，此時卡環左端面的支撐點與太陽輪軸向作用力不在同一條直線上，卡環同時承受逆時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，該力不傳遞到卡環上，此時卡環只承受徑向過盈載荷。如此循環往復，卡環承受著周期的交變載荷，容易發生疲勞破壞。設計要求卡環的疲勞壽命要在100萬次以上。因此，在設計之初，就需要進行工作過程的疲勞仿真，并重點關注卡環在過盈載荷與軸向載荷周期作用下的應力變化與疲勞壽命情況，判斷卡環是否會發生疲勞失效。

3 卡環設計改進的研究方法

1) 裝配過程有限元分析

圖4為裝配過程有限元分析模型?？ōh單元類型為六面體C3D8I，導向套則采用解析剛體來模擬(這樣可以在略微降低求解進度的條件下，大大節省計算時間，便于進行參數研究和快速完成不同設計方案的模擬驗證)?？ōh由初始內徑位置處平滑過渡到最終裝配位置處，分析過程為準靜態過程。

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為工作過程卡環組件模型?？紤]到分析的重點為卡環，為了盡可能地縮小仿真模型，從而縮短計算時間并提升效率，只截取了一部分電機軸，用于建模計算，同時將太陽輪齒形部分簡化為圓柱面，具體如圖5所示。網格：卡環單元類型為六面體C3D8I，電機軸與太陽輪單元類型為四面體C3D10M。材料：各零部件材料參數如表1所示。接觸：卡環與卡環槽之間建立過盈接觸，卡環與電機軸之間及卡環與太陽輪之間建立摩擦接觸。邊界條件：約束電機軸剖面。載荷：先施加卡環與卡環槽之間的徑向過盈量，然后對太陽輪施加軸向推力，自然傳遞到卡環上。重點關注工作過程卡環的最大應力，并將應力結果導出來，作為疲勞分析的輸入數據。

圖5 工作過程卡環組件分析模型

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

表1 零件材料參數

3) 工作過程疲勞分析

疲勞分析采用nCode Design life來進行，打開nCode后選擇Design life進行疲勞分析設置，然后在設置面板中找到FEInput，ENAnalysis和FEDisplay三個模塊，并拖動連接成圖6所示形式。求解器的設置：采用HoffmannSeeger方法進行彈塑性應力修正，臨界平面法作為應力/應變組合方式。材料參數設置：采用默認的Standard EN方式，并生成一個材料，輸入卡環材料名稱和卡環的抗拉強度值，以及標準差0.1，并賦予給卡環。最后選擇EN CAE Fatigure方式進行疲勞壽命評價。

4 結果討論

1) 故障再現

圖7、圖8、圖9為原方案的有限元應力分析結果和疲勞分析結果，結果顯示：在裝配過程中，當卡環處在最大裝配直徑位置時，卡環所受最大應力為1944 MPa(圖7)，應力最大值位置與卡環斷裂的位置相近。當卡環被裝配到卡環槽中時，過盈量減少，卡環回縮，相對應的卡環最大應力也降低到985.9 MPa(圖8a)。工作過程中，卡環在過盈載荷的基礎上，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，由齒輪動力學軟件根據運行工況計算得到)，產生循環的交變應力，在兩個載荷同時作用下，卡環最大應力為1365 MPa(圖8b)，對應的疲勞壽命為12.9萬次(圖9)。

圖6 疲勞分析簡圖

Fig.6 Fatigue analysis diagram

圖7 原方案裝配應力分析結果

(a)

(b)

系統控制工程師對實車運行數據進行了統計分析，結果表明：整車行駛1公里，太陽輪軸向受力方向變化大約6次。那么，根據前面提到的故障車里程范圍(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，對應的太陽輪工作壽命約12.3萬次。由此，計算得到太陽輪仿真疲勞壽命與實際工作壽命的比值為1.049，仿真誤差為4.9%，仿真準度大于95%。該仿真方法所得結果完全能滿足工程應用，即通過仿真實現了故障再現，所建仿真模型準確可靠，可用于進行參數研究，從而完成改進優化工作。

圖9 原方案疲勞分析結果

2) 倒角影響分析

變速箱拆解后，通過對卡環定位組件各零件的觀察發現，太陽輪與卡環接觸端面存在不同尺寸的內倒角，而設計圖紙并未要求該處必須有倒角。簡單的理論分析認為，該倒角尺寸大小對卡環的承載能力非常敏感(如圖10所示)。

為了驗證該倒角對卡環受力的影響，本文針對原始方案分析了不同倒角下卡環的最大工作應力。圖11為卡環最大工作應力隨太陽斷面內輪倒角尺寸的變化曲線，由圖可見，當倒角尺寸小于0.3 mm時，卡環應力變化平緩；當倒角尺寸大于0.3 mm時，卡環應力梯度急劇增大。因此，建議在設計圖紙中對該處倒角尺寸做明確要求，并對來料進行抽檢監控。

3) 直徑影響分析

為了研究裝配過程中不同裝配直徑時，卡環的裝配應力分布情況，模擬分析了內徑為31.11 mm的卡環裝配到35 mm的裝配過程，最大應力變化曲線如圖12所示。由圖12可知，裝配直徑小于34 mm時，卡環最大裝配應力小于裝配許用應力1324 MPa；裝配直徑為34.2 mm時，最大應力為1330.5 MPa，與許用應力值相近，符合設計要求；裝配直徑為35 mm，超過35 mm時，卡環將在裝配過程中產生不可恢復的塑性變形或微觀裂紋。

圖10 卡環工作過程受力截面簡圖

圖11 卡環最大工作應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 卡環最大應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) 改進方案模擬驗證

根據以上所做的模擬故障再現分析及參數研究結果，提出了新的卡環尺寸方案，原方案與新方案的尺寸對比如表2所示。同時，使用前述驗證過的仿真方法對新的方案進行了模擬驗證，原方案與新方案的模擬驗證結果對比如表3所示。

表2 原方案與新方案尺寸對比

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

內徑/mm徑向厚度/mm軸向寬度/mm太陽輪內倒角/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證結果對比

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

最大裝配應力/MPa最大工作應力/MPa壽命次數/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，新的方案預測壽命可以達到70萬公里，符合設計目標。因此，將該方案實施到臺架和整車當中，后續的臺架試驗和整車運行結果顯示：新方案實施后，同樣的失效問題未再出現過，方案驗證有效。

5 結論

1) 所建仿真模型準度大于95%。該仿真方法所得結果完全能滿足工程應用，即：通過仿真實現了故障再現，所建仿真模型準確可靠，可用于進行參數研究，從而完成改進優化工作；

2) 工作狀態下，卡環承受太陽輪軸向推力，其所受最大應力值對太陽輪倒角非常敏感，應該將該尺寸加入圖紙，重點監控；

3) 通過搭建準確的仿真模型，準確地實現了失效模式的仿真再現，從而運用修正好的模型進行零件改進與優化，推薦的方案通過了仿真驗證與試驗驗證。