平鍵連接輪轂拆卸卡滯問題研究

韓 偉， 楊世嬌， 邱 城， 弓 宇， 李金峰， 吳 哲

（1.機械科學(xué)研究總院 中機生產(chǎn)力促進中心， 北京 100044； 2. 沈陽泰爾達建材有限公司， 遼寧 沈陽 110000）

0 引言

非標設(shè)備開發(fā)多為單件或小批量， 從成本及開發(fā)周期角度考慮， 非標機械設(shè)備的零部件設(shè)計應(yīng)以優(yōu)先選用通用、低成本的加工設(shè)備和加工工藝為原則。平鍵連接結(jié)構(gòu)簡單、易于設(shè)計、方便加工、容易裝配。在有伸縮滑動的軸轂連接的場合，花鍵傳動，內(nèi)花鍵熱后加工困難；導(dǎo)向平鍵傳動，軸轂內(nèi)外圓柱面更方便熱后加工，可有效保證表面硬度及材料強度，定心精度高，成本低，加工周期短，因此非標設(shè)備傳動鏈中，無論靜連接還是滑合連接，平鍵連接都得到了廣泛應(yīng)用。但在工程實踐中，平鍵連接也是常見的機械傳動故障源之一。 本研究針對工程中出現(xiàn)的平鍵連接輪轂拆卸卡滯問題進行了分析； 采用三種強度校核方式對軸、 轂鍵槽先于平鍵壓潰的理論依據(jù)進行了研究； 通過對五種不同配合關(guān)系下的平鍵連接模型的有限元分析，驗證了平鍵對角受力的準確性，及軸——轂間隙配合條件下軸鍵槽先于平鍵壓潰的合理性， 提出了平鍵連接的合理設(shè)計方法。

1 輪轂拆卸卡滯現(xiàn)象分析

平鍵連接失效形式有三種，一種是鍵的剪斷失效；一種是軸、轂、鍵三者中較弱者工作面被壓潰（靜聯(lián)結(jié)）；一種是軸、轂、鍵三者中較弱者工作面被磨損（動聯(lián)結(jié)）。 除非嚴重過載，剪斷失效很少發(fā)生，壓潰失效與磨損失效是平鍵連接最常見的失效形式[1]。

某重型變速箱下線試驗臺輸出端撥盤為常拆卸零件，輪轂與軸采用間隙配合。 但使用一段時間后，出現(xiàn)了輪轂拆卸卡滯問題，難于分離。 輪轂、軸的材料及熱處理均優(yōu)于平鍵，而平鍵壓潰產(chǎn)生塑性變形或磨損嚴重時，通常鍵寬尺寸變小， 周向間隙變大， 此時不會出現(xiàn)卡滯問題。 采用拉拔器將輪轂強制拆除后，觀察發(fā)現(xiàn)，軸鍵槽一側(cè)的圓柱面有磨損亮斑。 針對這一現(xiàn)場分析，認為軸、轂壓潰產(chǎn)生塑性變形，導(dǎo)致軸、轂鍵槽邊緣局部材料隆起，引起軸、 轂內(nèi)外配合圓柱面原有的尺寸公差配合關(guān)系發(fā)生變化，是產(chǎn)生拆卸卡滯問題的內(nèi)在原因。

2 鍵與輪轂接觸面強度校核分析

本研究對軸、 轂鍵槽先于平鍵壓潰的現(xiàn)象進行了強度校核分析。 撥盤軸、轂、平鍵尺寸見圖1，材料及熱處理工藝如見表1。

圖1 撥盤尺寸

表1 材料力學(xué)性能

撥盤出現(xiàn)卡滯失效特征時的服役工況見圖2。

業(yè)內(nèi)公認的鍵連接的強度計算方法，是校核的鍵與輪轂接觸面的應(yīng)力，且認為此接觸應(yīng)力為均勻分布，見圖3。

圖2 撥盤載荷譜

圖3 鍵的受力分析

式中：T—轉(zhuǎn)矩（N·mm）；D—軸的直徑（mm）；l—鍵的工作長度（mm）；A 型l=L-b，B 型l=L，C 型l=L-b/2；k—鍵與輪轂的接觸高度（mm），平鍵k=0.4h（轂t2）；σpp—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的需用擠壓應(yīng)力（MPa），見表2。

雖然撥盤可以軸向伸縮運動， 但考慮到伸縮運動只發(fā)生在自動對接無負載階段，正常傳動狀態(tài)為靜聯(lián)結(jié)，因

對于鍵實際采用的材料和標準尺寸來說，壓潰和磨損是主要失效形式，所以通常只進行鍵連接的擠壓強度和耐磨性驗算。此處根據(jù)撥盤的壓潰表現(xiàn)，只對撥盤進行擠壓強度校核。此此處按照靜聯(lián)結(jié)方式計算。

表2 鍵連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓強和需用切應(yīng)力[1]

根據(jù)式（1）可得

根據(jù)撥盤的載荷譜扭矩變化情況可以看出， 撥盤是雙向非穩(wěn)態(tài)傳動，受力方向及扭矩強度都是變化的，查表2 可知，此擠壓應(yīng)力值可滿足“靜載”及“輕微沖擊”工況，“沖擊”可滿足部分情況，但有一定壓潰風(fēng)險。

由于表2 給定的是鍵、軸、輪轂三者的材料力學(xué)性能較弱的零件選取值，因此此結(jié)果只適用于平鍵，至于是否會導(dǎo)致軸、輪轂壓潰，還需進步一對比三者材料力學(xué)性能的差異。

根據(jù)GB1568-2008 鍵技術(shù)條件， 鍵的抗拉強度應(yīng)不小于590MPa[3]；如果按照芯部硬度根據(jù)GB/T 1172-1999，HB265 對應(yīng)的鉻鋼抗拉強度為891MPa，如果按照表面硬度HRC50 對應(yīng)的鉻鋼抗拉強度為1698MPa[4]。 分析可知表2 的許用值下限對應(yīng)鍵的最低抗拉強度， 按照比例關(guān)系，無論按照芯部硬度還是表面硬度得出的40Cr 的抗拉強度都相對安全，不會產(chǎn)生壓潰失效。

3 基于對角模型的鍵與軸鍵槽強度分析

高炳軍等[5]認為傳統(tǒng)軸、轂、平鍵連接的受力分析中，通常忽略其轉(zhuǎn)動效應(yīng)，這在大扭矩傳動場合非常不合理，會導(dǎo)致平鍵的受力不平衡。因此，按照平鍵受力平衡的思路， 提出了平鍵與軸鍵槽接觸面擠壓應(yīng)力三角形 （或梯形）分布的模型如圖4 所示，軸鍵槽的兩側(cè)面受力為梯形分布還是三角形分布，取決于軸鍵槽的公差，軸鍵槽緊則趨近于梯形，軸鍵槽松則趨近于三角形。這一模型與謝元坤[6]的強度計算理論相一致。

根據(jù)這一模型的平衡方程可以求解得出軸鍵槽一側(cè)的受力是轂鍵槽一側(cè)受力的3～3.5 倍。

圖4 緊密連接平鍵受力分析

上述模型雖然可以解釋軸鍵槽壓潰問題， 但這一模型是建立在鍵的側(cè)面摩擦力很小的前提下的， 即平鍵傳扭時平鍵會有側(cè)翻傾向。本研究認為，因為摩擦力跟壓力正相關(guān)， 輪轂鍵槽作用在平鍵側(cè)的擠壓力可以為平鍵提供較大的摩擦力以抵抗側(cè)翻；另外，除了側(cè)面摩擦力，是否側(cè)翻還跟軸、轂圓柱面的配合公差有關(guān)系，當軸、輪轂圓柱面配合較緊時， 輪轂鍵槽側(cè)面保持與軸鍵槽側(cè)面平行，基本沒有把平鍵拉離徑向方向的趨勢，輪轂鍵槽側(cè)面對平鍵的擠壓作用力與圓周方向相切。 摩擦力與擠壓力兩者的合力在輪轂鍵槽側(cè)與軸鍵槽側(cè)平衡， 此時的受力模型應(yīng)為對角受力，符合文獻[7]的強度分析模型，見圖5。

為了驗證對角受力模型、鍵槽公差及軸、轂圓柱面配合公差對軸鍵槽側(cè)面壓力的影響， 分別在表3 配合條件下對撥盤組件模型進行有限元分析，撥盤、軸、平鍵材料強度及受力按照實際材料、扭矩計算。 需特殊說明的是為了得到明顯的對比效果，配合間隙取值較大。

有限元分析得出的應(yīng)力云圖如圖6 所示。

圖5 平鍵對角受力模型

表3 撥盤組件配合條件

四種配合條件平鍵受力均如圖7 所示， 此應(yīng)力云圖反應(yīng)出的平鍵受力為對角受力，這與圖5 受力模型相一致。平鍵與鍵槽的配合條件對平鍵受力影響較小，軸、轂圓柱面配合間隙使平鍵受力位置有一定的改變。對照組4 相較另外三個對照組，軸鍵槽邊角位置應(yīng)力最為集中，約為平鍵最大應(yīng)力的1.6 倍。

這一結(jié)論一定程度驗證了平鍵對角受力模型的正確性， 也驗證了撥盤組件中軸鍵槽先于平鍵壓潰的結(jié)果的合理性。

工程應(yīng)用中頻繁拆裝及有伸縮滑動需求的場合， 軸、轂圓柱面配合通常為間隙配合，根據(jù)對照組4 的位移云圖可以看出，在軸、轂圓柱面配合為間隙配合條件下， 傳扭過程中輪轂中心相對于軸心發(fā)生偏移，輪轂鍵槽發(fā)生徑向偏離， 在摩擦力的作用下使平鍵產(chǎn)生微量側(cè)翻，這是導(dǎo)致軸鍵槽邊緣受力集中的主要原因。 為此， 對照組5 將平鍵與軸鍵槽通過2 枚12.9 級M6螺釘固連，預(yù)緊力18N·m，螺釘頭與壓緊面之間的摩擦系數(shù)0.2，在此條件下得出的應(yīng)力云圖如圖8 所示。 相較于對照組4，軸鍵槽邊緣應(yīng)力減小了60%。 現(xiàn)場設(shè)備也通過增加平鍵的鎖緊螺釘解決了伸縮卡滯問題。

圖6 撥盤組件應(yīng)力云圖

圖7 平鍵應(yīng)力云圖

圖8 對照組5 應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

本研究對比了四種不同平鍵——鍵槽間隙的模型平鍵的受力狀態(tài)，得出一致的對角受力結(jié)論；揭示了軸、輪轂圓柱面配合間隙對軸鍵槽邊緣的應(yīng)力集中的影響規(guī)律。 研究案例中，間隙0.5mm 狀態(tài)下，軸鍵槽邊緣應(yīng)力是無間隙配合狀態(tài)下的1.6 倍；軸、輪轂圓柱面間隙配合條件下， 增加平鍵鎖緊螺釘可以使軸鍵槽邊緣應(yīng)力下降60%，從而解決應(yīng)力集中問題。 本結(jié)論對平鍵連接輪轂卡滯問題的預(yù)防與處理具有一定的指導(dǎo)意義， 對平鍵受力狀態(tài)的分析指明了新的方向。 但以上研究尚缺乏廣泛的實踐驗證，后續(xù)還需對比試驗，及更系統(tǒng)的理論分析。