變速箱花鍵滑動異響問題分析與優化

郭望華,袁玉軍

(廣州汽車集團乘用車有限公司，廣東廣州 511434)

0 引言

漸開線花鍵聯結因其承載能力強、對中精度高、加工生產效率高等優點，在汽車行業特別是變速箱傳動結構上得到廣泛應用。在漸開線花鍵聯結中，內外花鍵的齒側配合包括間隙配合、過渡配合以及過盈配合3種型式[1]，當齒側配合的間隙量過大時，存在異響、打齒等故障風險;當齒側過盈量過大時，存在壓裝力過大及零件脹裂風險。漸開線花鍵配合常用的定心方式包括齒側定心、大徑定心、小徑定心[2]，內外花鍵的不對中可能導致異響、磨損、斷齒等一系列的問題。內外花鍵的基本參數決定了齒側配合情況以及花鍵定心方式，其是否合理影響著花鍵配合的性能及壽命。文中主要對某款DCT變速箱花鍵異響問題進行分析，通過測試及換裝驗證鎖定了異響來源，通過對異響零件參數的優化，解決了該變速箱異響問題，提升了整車及變速箱品質，避免了品質風險及市場投訴問題。

1 故障描述及異響源分析

1.1 故障描述

某款DCT車型在車輛啟動后，掛D擋起步輕點油門瞬間，駕駛員聽到“當”一聲異響，繼續前進及點油門不再出現異響。停車掛R擋，起步輕點油門倒車再次出現“當”一聲異響，繼續倒車及點油門行駛無異響發生。通過反復故障復現測試，顯示車輛在D擋和R擋來回切換的首次點油門前進和首次點油門倒車的瞬間才會出現異響。

1.2 異響源調查分析

通過異響來源主觀感知以及如圖1所示的異響振動數據測試，初步確認異響由變速箱內部發出。將變速箱裝至試驗臺架，根據整車掛D擋點油門前進及掛R擋點油門倒車工況，在臺架上模擬整車工況，即一擋加載工況和R擋加載工況。在一擋加載50 N·m和R擋加載50 N·m的來回切換瞬間，復現了與整車一致的異響，因此鎖定異響源為變速箱。

圖1 異響振動測試

結合變速箱異響工況，對變速箱一擋傳動路線和R擋傳動路線進行對比分析，如圖2所示，R擋傳動是由3對齒輪嚙合傳遞后，再通過反向旋轉的一擋將動力傳遞至差速器及車輪，而R擋扭矩傳遞至一擋齒輪時，扭矩方向與一擋傳動時扭矩方向是相反的。基于此分析，再次在臺架上進行了一擋50 N·m和-50 N·m的來回切換驗證，出現與整車一致的異響，進一步確定異響源與一擋傳動鏈相關。在經過多輪拆裝排除驗證后，將一擋同步器齒轂與下輸出軸花鍵配合處焊接在一起，裝箱上臺架驗證，異響消失，最終確定一擋同步器齒轂與下輸出軸花鍵配合處為異響源。

圖2 變速箱一擋和R擋傳動路線

2 異響原因分析

2.1 花鍵加工工藝及品質調查

產生異響的內外花鍵、下輸出軸外花鍵加工工藝為搓花鍵，熱處理后磨大徑。同步器齒轂內花鍵為粉末冶金件，可通過模具保證內花鍵尺寸。對內外花鍵跨棒距及徑向尺寸等參數進行檢測分析，結果表明均在設計規格范圍內，由此可判斷此次異響可排除內外花鍵加工質量因素。

2.2 花鍵配合情況及異響原因分析

如表1所示，下輸出軸外花鍵與同步器齒轂內花鍵配合型式為大徑過盈、齒側間隙配合。

表1 花鍵配合間隙校核 單位：mm

常見的漸開線花鍵聯結，鍵齒的側面起到傳遞扭矩的作用。同時，大徑過盈配合，在直徑方向的過盈量形成了接觸面壓力，由接觸面壓力產生的摩擦力能夠傳遞一定大小的扭矩。在變速箱傳動結構花鍵配合的實際應用中，大徑過盈、齒側間隙的配合型式并不少見，但花鍵布置位置及承載扭矩的工況各不相同，常見的受載工況為整車前進時的正拖扭矩和整車滑行時的反拖扭矩，而整車滑行的反拖扭矩普遍較小，大多數情況都小于大徑過盈能夠傳遞的扭矩，此種情況下，花鍵不會出現周向滑動的情況，即不會出現異響問題。而文中齒轂內花鍵和輸出軸外花鍵，需要承載一擋工況下的正拖扭矩和R擋工況下的反拖扭矩，因其布置在輸出軸，一擋和R擋的擋位速比都大于3，在輸入端加載50 N·m的情況下，花鍵處的承載扭矩大于150 N·m，大于大徑過盈能夠傳遞的扭矩，在一擋加載和R擋加載來回切換時，出現了內外花鍵大徑過盈處周向滑動而產生異響的故障。

3 改進優化方案

3.1 花鍵配合型式優化

為了消除異響，需要避免出現大徑過盈周向滑動的情況，從改變大徑和齒側配合參數的角度出發，進行內外花鍵配合型式的優化，有以下幾種方式。

3.1.1 增加大徑過盈量

當大徑過盈能夠傳遞的扭矩大于實際應用中的正反扭矩時，可避免大徑過盈滑動。在內外花鍵大徑過盈處于彈性變形階段，其能傳遞扭矩的大小隨著過盈量的增加而近似呈線性增加，而大徑過盈處于塑性變形階段，其能夠傳遞扭矩的大小不再線性增加。基于文中提到的一擋和R擋工況作用在花鍵處的正反扭矩較大，很難避免大扭矩下的異響發生。同時考慮大徑過盈量增加后存在壓裝刮屑和齒轂開裂的風險，此種方式不適合文中的異響問題改善。

3.1.2 大徑間隙、齒側過盈配合

此種配合方式由大徑定心改為齒側定心，而徑向不對中對齒面接觸壓力分布與齒間載荷分布均有明顯影響，不對中量越大，齒面接觸壓力分布與齒間載荷分布越不均勻，應力集中現象越嚴重[3]。同時，在側面磨損后，齒側對中性會變壞，一般適用于定心要求不高的重載聯結。考慮文中提到的齒轂為粉末冶金件，相對鍛鋼的齒轂更容易齒側磨損，因此不建議采用大徑間隙、齒側過盈的配合方式作為文中異響問題的改善方式。

3.1.3 大徑過盈、齒側小過盈配合

此種配合方式，存在過盈量偏大，造成壓裝力過大，以及齒轂脹裂的風險。同時，大徑和齒側均為過盈配合，可能會出現對中時產生靜不定。因此此種配合方式需進一步優化確定齒側過盈量，在內外花鍵不產生周向相對轉動的前提下使得齒側過盈量盡可能的小，避免出現壓裝問題及對中靜不定問題。在確定具體過盈量并進行性能及耐久驗證后，選擇采用該配合方式作為文中異響問題的改善方案。

3.2 外花鍵參數調整

根據作用齒槽寬和作用齒厚的定義，當外花鍵的作用齒厚最大值大于內花鍵的作用齒槽寬最小值時，齒側為過盈配合，即能夠限制內外花鍵在周向的相對轉動，因此齒側過盈量以最大作用側隙為0進行變更。因下輸出軸外花鍵可通過搓齒刀與工件的中心距改變進行跨棒距及齒厚參數的調整，所以對外花鍵參數進行優化變更，具體參數優化如表2所示。調整后花鍵作用側隙為-0.08～0 mm，單齒間隙量為-0.034～+0.046 mm。

表2 花鍵配合間隙校核 單位：mm

3.3 優化方案驗證

針對優化后的參數，試制了外花鍵齒厚下差件進行異響驗證，無異響發生。同時試制了外花鍵齒厚上差件進行了耐久驗證，耐久無問題。

4 結束語

花鍵配合結構在變速箱及工程機械中非常常見，所以在設計開發初期，根據花鍵應用工況合理設計花鍵配合型式是十分有必要的，特別是目前發展迅速的新能源汽車，由于其必要的滑行能量回收，存在較大的正反扭矩切換的工況，在此種情況下，若傳動系中存在花鍵配合，應避免出現大徑過盈、齒側間隙的配合型式。