前言
2013-2014年期間，我公司一客戶有款乘用汽車后橋被動齒輪，在售后市場出現了5例斷齒故障，最短行駛里程為2455KM，最長為44906Km嚴重影響了客戶的品牌形象，同時也削弱了我公司的市場競爭力，給公司的經營帶來了負面影響。
斷齒是齒輪最嚴重的失效形式,失效后，齒輪的傳動功能喪失，后橋不能實現力矩的傳動，車輛不能正常行駛，容易發生事故造成人身傷害，為此對該后橋齒輪打齒問題進行立項運用《質量工具》分析。
一、項目選擇
1、失效齒輪信息
打齒齒輪售后信息
2、對失效齒輪斷口進行描述
失效件一斷裂特征：
斷裂齒數：3齒
斷裂部位：中間偏大端位置，齒頂斷裂，裂至齒根處約4-5mm
失效件二斷裂特征：
斷裂齒數：4齒
斷裂部位：中間和大端位置，齒頂斷裂，裂至齒根處約4mm左右
失效件三斷裂特征：
斷裂齒數：3齒
斷裂部位：中間位置，齒頂斷裂，裂至齒根處約1mm左右
失效件四斷裂特征：
斷裂齒數：3齒
斷裂部位：中間偏大端，距小端約5mm左右的位置，其中有1齒在大端齒根圓角處斷裂。斷至齒根
失效件五斷裂特征：
斷裂齒數：3齒
斷裂部位：其中1齒中間偏大端的齒根圓角處，另1齒在距小端約4mm左右的位置。
3、對斷口形貌分析 4、對裂紋源形貌進行分析
斷裂特征：
（1）滲層斷裂較平直，深灰色
（2）呈細淺纖維狀，從凸面向凹面有一條螺旋角的撕裂嶺
（3）斷口為彎曲低周疲勞斷口
裂紋源特征：
(1)位置：位于齒輪齒根圓角處。(2)形狀：裂紋面在齒的大端曲面與齒根圓面向下成約18-20度的角度，斷裂位置正是輪齒受力最大的位置。
斷口結論：
該5起斷齒故障被動齒輪，斷裂齒數均3-4個齒，且位于接觸區的位置，從齒輪小端走向大端與且是與面錐相交的齒頂處（距離小端約5mm處的中間偏大端）斷裂。
5、對斷口微觀進行分析
斷口高倍組織形貌齒面部位金相組織
微觀主要為沿解理面的穿晶斷裂，斷口上呈現光澤的小面或沿晶界的晶間開裂（脆性斷裂）
表面組織為針狀馬氏體、殘奧，級別MA
/：3級；碳化物級別K：2級；心部組織為板條狀馬氏體。
結果：該齒輪的斷裂是由于過應力造成的，屬彎曲低周疲勞斷裂（脆性斷裂）。
二、確定產品特性Y
1、齒輪斷齒失效機里分析
工作原理：
車輛行駛時，發動機通過傳動軸直接將動力（風駿皮卡車型要230N.m)傳遞到主動齒輪，主動齒輪與被動齒輪嚙合，通過被齒兩端的半軸將力傳遞到車輪上。
失效機理：
如果齒輪在運行過程中齒根受到的應力ϬF超過材料本身承受的極限應力ϬFim，即ϬFimYNT﹤ ϬFYθ時，輪齒會出現打齒、斷裂故障。
注： YNT為被動齒輪的壽命系數（該系數是根據齒輪的設計壽命要求選取的），當齒輪設計壽命為循環次數≥6ⅹ106時，取 YNT=1。（Yθ為齒輪工作時的溫度系數，正常工作條件下取Yθ=1）
綜上所述齒輪的材料極限應力Ϭfim和齒根應力ϬF主要決定齒輪打齒的失效程度。
2、運用故障樹來分析影響齒輪強度的因素（由于材料的極限應力是根據材料查閱齒輪設計手冊來確定的，對于經過滲碳、淬火的齒輪鋼材的強度（齒根極限應力為Ϭfim=207MPa）
影響齒輪強度的因素：
1、對失效件的材料進行分析
（1）化學成分
故障件化學成分檢測分析
結論：
通過對故障件的材料數據及標準要求對比分析，故障件材料化學成分滿足《GB/T3077-1999》中20CrMnTi的元素要求，因此材料的化學成分合格。
鋼材進廠的過程控制方法：每批鋼材到貨后，按鋼材不同的規格隨機抽取一爐號委托到鄭州機械研究所進行化學成分檢測。
（2）材料的機械性能
該批鋼材機械性能分析
分析結果：
故障件批次材料的機械性能（抗拉強度、屈服強度、伸長率、斷面收縮率、沖擊吸收功）均滿足GB/T228-2002要求。因此材料的機械性能也合格。
過程控制方法：每批鋼材到貨后，按鋼材不同的規格隨機抽取一爐號委托到鄭州機械研究所進行材料機械性能的檢測。
2、對失效件的切齒缺陷進行分析
（1）切齒工藝流程
切齒之后的精度檢測
由以上檢測報告可以看出，該失效齒輪的精度為8級，齒距誤差、累積誤差均在6級以內，齒圈跳動為≤0.05mm。由此可見，齒輪切齒加工工序沒有什么問題。
對于汽車后橋弧齒錐齒輪（準雙曲面弧齒錐齒輪）的加工工藝，一般采用的是光坯在格里森切齒機上進行凸面和凹面一次成型的工藝，熱處理后齒部還需要進行配對研磨加工。切齒時易產生的缺陷是齒距誤差過大或周節誤差過大，安裝距不穩定，這樣將造成齒輪的接觸區不穩定。
（2）對切齒缺陷進行分析
為研究切齒方面的變差，運用樹圖將產品生產過程中可能存在的切齒缺陷進行了分析。
同批次齒輪的質量進行檢測
經過對故障件和同批次工件的齒距誤差檢測，其檢測結果如下表：
故障件和同批次工件的齒距誤差檢測結果（均值）
為了保證本批被齒安裝的一致性，用SPC《質量工具》來分析安裝距的過程能力：
被齒安裝尺寸分析
由以上六合圖的數據分析可以看出：該被齒的安裝距尺寸的過程能力CPK=1.64>1.33，且呈正態分布，說明該切齒過程能力受控，可以批量生產。
3、對熱處理缺陷進行分析
（1）熱處理工藝簡介
齒輪經過滲碳、淬火、低溫回火處理之后，表面得到較高的耐磨性和高的疲勞強度，增加齒輪的抗沖擊性能；心部得到較高的強度和韌性，這樣齒輪在使用過程中能承受較大的沖擊載荷。低溫回火能有效地消除或降低淬火過程中產生的內應力、組織應力和脆性，以免齒輪在使用過程中造成輪齒斷而失效。
齒輪在熱處理時易產生的缺陷滲碳層、表面硬度、心部硬度及金相組織不均勻或者達不到工藝技術要求，如果工藝調整或執行不當，此時還有可能能產生淬火裂紋。
（2）為研究熱處理方面的變差，對失效產品進行解剖作硬度、金相等熱處理指標的分析：
硬度及金相檢測結果
由以上檢測結果表明：各項檢測結果均在技術要求范圍內，說明該齒輪的熱處理質量沒有問題。
（3）為驗證熱處理工藝可靠性，運用《質量工具》MSA對產品金相檢測記錄和該產品金相檢測記錄進行分析。
a.硬度計MSA
維氏硬度計表面硬度樣本數據
數據分析六合圖
由以上數據可以看出：該測量系統可區分的類別數=10，說明該測量系統的分辨率ndc=10＞5。說明該測量系統分辨能力充分滿足要求。
b、熱處理過程能力（表面硬度）
通過對該故障件表面硬度數據進行分析，該生產系統過程能力CPK=1.46＞1.33，說明生產過程受控。
4、對齒輪強度進行計算校核
4.1對齒輪的接觸區進行CAE有限元分析
主齒被齒
通過用CAE軟件對后橋主被動齒輪接觸區作有限元分析得知：當在倒車工況下（齒輪承受扭矩最大時），主齒最大應力發生在齒根中部偏大端處，被齒最大應力發生在齒頂中部偏大端處，同樣也反映出齒輪的強度不足，存在有斷齒的隱患。
4.2斷齒機理分析
工作原理：
車輛行駛時，發動機通過傳動軸直接將動力傳遞到主動齒輪，主動齒輪與被動齒輪嚙合，通過被齒兩端的半軸將力傳遞到車輪上。
失效機理：
如果齒輪在工作時齒根受到的應力ϬF超過材料本身承受的極限應力ϬFim，即ϬFimYNT﹤ϬFYθ時，輪齒會出現斷裂故障。
注： YNT為被動齒輪的壽命系數（該系數是根據齒輪的設計壽命要求選取的），當齒輪設計壽命為循環次數≥6ⅹ106時，取 YNT=1。Yθ為齒輪工作時的溫度系數，正常工作條件下取Yθ=1。
結論：齒輪的材料極限應力Ϭfim、齒根應力ϬF決定齒輪打齒的失效程度。
4.3對齒輪的齒根應力進行計算
《齒輪手冊》中，被動齒輪齒根應力（Mpa）計算公式
式中系數：
KA為計算強度的使用系數（根據齒輪的使用工況來選擇）：選KA=1.25。
KV 為動載系數（根據齒輪精度來選擇）： IQ ≤7 級,KV選1.025
KFβ為齒向載荷分布系數（齒輪運行中的齒向誤差），經過計算KFβ=1.15。
Yx為尺寸系數，根據《齒輪手冊》彎曲強度尺寸系數表選擇 Yx=0.666。
J2為齒輪彎曲強度幾何系數（根據《齒輪設計手冊》中“弧齒準雙曲面齒輪彎曲強度幾何系數”J1和J2插值表并依據齒輪參數偏置距 (mm) ：E；被齒凸凹面壓力角之和 (Deg) ：α；齒輪精度等級：IQ ；被動齒輪平均壓力αp；被齒大端分度圓直徑Ø等參數確定為0.259。
Z1為主齒齒數；
Z2 為被齒齒數
b2為被齒齒面寬
d2為被齒大端分度圓直徑
mt2為被齒大端端面模數
T為發動機功率（N.m）
將以上參數代入以上公式計算得到齒輪齒根應力ϬF=216.64MPa，小于該材料的極限應力207MPa（由《齒輪傳動手冊》中“試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限應力”查得）。
結論：
1、當發動機功率T1為190N.m時， ϬF=178.96Mpa，ϬF<ϬFim=207Mpa
2、當發動機功率T1為230N.m時，ϬF=216.64Mpa>ϬFim=207Mpa，安全系數SFmin=0.955，即齒輪工作時所受的應力大于材料的極限應力，從而造成被動齒輪斷齒。
分析結果：
通過對故障件原材料、齒形缺陷及熱處理方面分析，均未發現異常，且產品加工過程受控；通過對該產品的強度計算得出：當汽車發動機功率增大到230N.m時，該被動齒輪的齒根應力設計彎曲強度安全系數為0.955<1.0（通過查詢《齒輪設計手冊》可以知道，對于齒輪設計時最低的可靠度要求齒根彎曲強度安全系數SFmin≥1）。所以決定對齒輪設計進行改進，提高齒輪副的安全系數，從而提升產品的可靠性。
三、設計優化
1、設計優化思路
根據驅動橋齒輪設計的相關要求，驅動橋后橋齒輪承受的強度須小于該材料的許用強度，且安全系數>1.0，由被動齒輪安全系數的計算公式
SF =ϬFimYNT/（ϬFYθ）
YNT為被動齒輪的壽命系數，該系數是由齒輪的設計壽命決定的，與齒輪本身的制造無關。
Yθ為齒輪工作時的溫度系數， 該參數是由齒輪在運轉過程中差檢殼中油池的油溫所決定的。
Ϭfim為材料的彎曲極限應力，該參數是由材料和熱處理條件決定的，是經過實驗得來的（見齒輪彎曲極限應力表）。
ϬF為齒輪的計算齒根彎曲極限應力，根據齒輪和發動機的功率等參數計算得出的
即SF =ϬFimYNT/（ϬFYθ）=207/ϬF＞1
所以，后橋被動齒輪所承受的齒根彎曲應力ϬF應小于207N.m，才能保證SF>1。
由齒輪強度齒根應力計算公式可以得出要減小齒根應力ϬF，需要改變齒輪的幾何參數，因為發動機輸出功率和齒輪安裝及使用條件所限，而齒輪的參數也受到差減殼空間及安裝位置所限，所以對于被動齒輪來說，只有齒形系數J2可以改變，而J2 是通過《齒輪彎曲強度幾何系數線圖》 查詢。該線圖的繪制是根據齒輪的壓力角ɑ和偏置距及分度圓直徑的比例（E/d2）繪制的，所以J與壓力角ɑ 、偏置距E和分度圓直徑d2有關。而E、 d2受差殼與檢殼的位置所限制，不能改變，只有齒輪的壓力角這個變量可以改變。
通過觀察《齒輪彎曲強度幾何系數線圖》（如下圖）發現，對于同樣的主動齒數（10），被動齒輪幾何系數 J2隨齒輪壓力角的增大而增大。由此可知，增大齒輪壓力角可以減小齒輪的計算齒根應力ϬF ，進而增大齒輪的彎曲強度。
2、壓力角設計條件
由于齒輪壓力角屬標準壓力角，而壓力角的改變將直接影響著齒輪的制造加工質量，根據《齒輪設計手冊》可以知道壓力角能齒輪加工質量的影響（如下表）。
汽車齒輪壓力角設計
分析：
對于該越野車型，壓力角可以在20-22.5度之間選擇，但是壓力角越大，制造越困難，齒輪的嚙合精度越差，噪聲越高。經過綜合考慮，決定采用21˚15′的壓力角，同時該壓力角又是標準6"切齒刀的壓力角。選擇6"切齒刀可以實現減小齒輪的計算齒根彎曲強度，增大齒輪齒根彎曲強度的安全系數。
3、改進—齒輪齒形
經過對壓力角的設計條件分析可以得出，對該越野車形齒輪壓力角進行改進，平均壓力角由改進前的 19˚變為改進后的21˚15΄對于弧齒錐齒輪來說，改變齒形是通過改變切齒刀具來實現的，由于刀具的改變，該齒輪的工作齒高及中點螺旋角也有相應的變化,但不會產生其他影響。
切齒刀具改變后，該齒輪的輪齒的工作齒 高由改進前的 9.09 變為改進后的8.35；中點螺旋角由改進前的 30˚ 02 變為改進后的 32˚ 36΄。
4、改進后的齒輪強度計算
改進結果：
通過對該產品的刀具進行優化改進（切齒刀具由7.5"更改為6"），當發動機功率由190N•M增大到 230N•M時，該產品主動齒輪安全系數由改進前的1.264增大到了1.4；被齒安全系數由改進前的0.955增大到了1.054，在一定程度上，提升了齒輪的齒根應力，降低了斷齒風險。
四、對改進后的齒輪裝配嚙合質量進行驗證
1、齒輪嚙合質量
將齒輪模擬行駛情況裝在齒輪滾動檢查機上檢測齒輪嚙合干涉驗證，通過在齒輪滾動檢查機上模擬實際裝配情況對齒輪的嚙合接觸質量進行驗證，產品轉動靈活且無干涉，運轉平穩。
2、對改進后的齒輪接觸區進行分析
通過檢測，齒輪接觸區的位置如下：
接觸區域在齒中部偏小端長度約占齒長的50%，寬度約占整個齒高的80%.齒頂、齒根均能脫開0.5mm左右，且未參與嚙合，因此該部位不會發生磨損、變形等，滿足齒輪技術要求。
3、齒輪的幾何尺寸
通過對改進后的主被動齒輪進行全尺寸檢驗，改進后的主被動齒輪幾何尺寸全部能控制在技術要求范圍之內， 檢測結果均合格。
4、對改進后的齒輪副作臺架疲勞試驗進行驗證
依據QC/T 533—1999汽車臺架試驗方法，按發動機最大扭矩計算與按最大附著力計算，取兩者中較小的一個。
1、按發動機最大扭矩計算，通過分動器以傳動系最低檔傳動時作用于后橋齒輪上轉矩(Nm) 為：Tse=Tmax*iTL/*Ko*ŋT/n=3781.02 N•M
2、按最大附著力計算，驅動車輪打滑時作用于主動齒輪上的轉矩(Nm)為：Tss=G1*Ø*rr/iLB/ŋLB=4378.48 N •M
目標：依據QC/T 534-1999汽車驅動橋臺架試驗評價指標要求，臺架疲勞壽命≥5ⅹ10⁵。
檢測報告如下：
結果：
經過試驗發現，改進后的齒輪疲勞壽命遠遠超過了標準的技術要求。
五、依據IATF16949標準要求對改進后的齒輪進行風險分析
1、失效風險評估
改進前：根據打齒時間為2013年，全年共裝齒輪15248套，失效5套。經過臺架疲勞試驗壽命為12.78萬次，按13萬次計算，失效概率為PPM=327.9；
改進后：臺架疲勞試驗壽命為75.1萬次，按75萬次計，失效概率為PPM=56.8。
2、安全系數規定
如果供需雙方沒有規定，將按國家標準QC/T 534-1999汽車驅動橋臺架試驗評價指標執行，如果對可靠度有要求的，一般彎曲強度安全系數要達到1.3以上，由本項目分析可知，需要減小齒根應力ϬF
由以上計算公式看出，如果增大齒輪的設計參數b2、d2、mt2、J2、Z1或者減小T1、Z2，可以減小ϬF，增大安全系數SF。
方法①：增大b2、d2、mt2，車橋的橋殼就需要加大，如果改變Z1和Z2，則汽車的設計時速就與顯示的不一致。如果汽車的時速及底盤設計不改變，T1、b2、d2、mt2、Z1、Z2是不能改變的。
方法②：增大壓力角
所以只有通過增大J2來保證SF，也就是說要增大ɑ和E/d,要增大E/d同樣也會改變差檢殼的位和大小。只有通過增大ɑ來減小ϬF，增大SF。對于風駿皮卡車型的齒輪壓力角ɑ只能選擇20-22.5度之間，但是隨著壓力角的增大，齒輪嚙合的重合度降低，重疊系數減小，齒輪的加工困難是增大的；齒輪接觸精度也隨著壓力角的增大而降低的；齒輪裝在車橋之后，運轉的噪聲也由于重合度低而變高，還有可能出現異響。
考慮到加工及齒輪的接觸質量、運轉平穩性等指標，本項目中決定選擇壓力角為21˚15′，已再無提升空間。
要繼續提升產品可靠性質量，將PPM降低到0，就需要從橋殼、齒輪等產品進行系統改進。
結束語:
對于齒輪失效的質量問題，要從根本原因上去查找。首先對問題進行“項目界定”，之后再對界定的項目進行“項目測量”，查找出問題之后再從失效機理開始分析對產品的功能分析之后進行“設計優化”，整個分析完成之后要對設計優化后的產品進行“設計驗證”，如果可行，還要對改進后的產品進行“風險分析”。
為了使改進后的產品質量穩定，還要對問題分析改進的措施形成文件，并將這些問題寫進DFMEA或PFMEA中進行控制，以得到持續改進的目的，在日常生產工作中，只有《質量工具》得到了良好的應用，及時修改CP、DFMEA、PFMEA等動態文件，生產的產品質量才能穩定。(高永強 齒輪傳動)
