驅(qū)動橋差速器殼體螺栓防松失效分析

黃觀林

摘 要：螺紋防松失效對機械工程師是老生常談問題，雖然螺紋防松結(jié)構(gòu)原理簡單，但因受力環(huán)境要素識別不齊全、脫離受力環(huán)境進(jìn)行防松設(shè)計，導(dǎo)致防松失效問題屢有發(fā)生，造成不必要的災(zāi)難及損失，作為機械工程師應(yīng)避免。本文通過具體的汽車動力系統(tǒng)驅(qū)動橋部件防松失效案例，回歸防松原理進(jìn)行分析，找到失效原因，提供了一種較完整的防松分析思路。

關(guān)鍵詞：螺紋副、螺紋防松、傳動系統(tǒng)、驅(qū)動橋、差速器殼體、軸向力、最大靜摩擦力、橫向載荷、力矩、預(yù)緊力

前言

螺紋結(jié)構(gòu)是機械設(shè)計最常用的聯(lián)接方式，不合理的螺紋結(jié)構(gòu)、工藝方式、零件機加工質(zhì)量等都會導(dǎo)致機構(gòu)失效甚至安全事故，螺紋防松雖結(jié)構(gòu)簡單但問題潛在風(fēng)險極大。本文就筆者親歷的某驅(qū)動橋主減速器被動齒輪與差速器殼連接螺栓松脫典型案例，從防松原理著手，對結(jié)構(gòu)失效原因進(jìn)行分析。

1、螺紋聯(lián)接結(jié)構(gòu)主要構(gòu)成：

螺紋聯(lián)接結(jié)構(gòu)作用是把2個或2個以上的連接件通過螺紋結(jié)構(gòu)施加力矩，形成軸向壓緊力，把目標(biāo)連接件聯(lián)接在一起。其結(jié)構(gòu)主要組成如下：2個或2個以上的工件、螺栓、螺母、墊片組成。（圖1）

2、螺紋防松原理：（圖2）

2.1通過對螺紋副施加擰緊力矩，螺母、螺栓配合面間形成正壓力（W），同時工件1、工件2接觸面間形成正壓力（N），N=W。

2.2在正壓力N作用下，工件1、工件2間形成靜摩擦力，其最大靜摩擦力為F=W.f（f為工件配合面摩擦系數(shù)）。

2.3設(shè)工件間相對最大振動載荷為P，則合理的螺栓防松結(jié)構(gòu)設(shè)計原則為F>P。即W.f>P。

3、實現(xiàn)螺紋防松原理的變量因素：

上文提到，實現(xiàn)防松原理的條件是工件間最大靜摩擦力（F）>最大振動載荷（P）。影響原理實現(xiàn)的變量因素如下：

3.1、正壓力N（W）的穩(wěn)定性：防松是基于正壓力大小足夠及耐久使用后相對穩(wěn)定（不會顯著衰減），如正壓力N發(fā)生衰減或過程波動，最大靜摩擦力亦將衰減，機構(gòu)力學(xué)平衡被打破而發(fā)生松動。要避免此情況發(fā)生，需考慮螺紋副相關(guān)零件的剛性及接觸面加工質(zhì)量的穩(wěn)定性。具體因素有：墊片的剛度、接觸面平整度、有效接觸面大小、溫度環(huán)境變化（溫度波動太大引起相關(guān)金屬件硬度下降）等。

3.2、振動載荷P的要素是否識別齊全：振動載荷P至少要考慮2個要素，一是工件自身質(zhì)量及力學(xué)特點決定的慣性力（在重量占主因場合重點考慮），二是工件在機構(gòu)中額外承擔(dān)的沖擊載荷（本文將要分析的驅(qū)動橋差速器殼固定螺栓松脫失效案例即為此類情況）。往下為某驅(qū)動橋差速器殼固定螺栓松脫失效案例分析。

4失效場景分析

4.1故障模式：

4.1.1失效里程：80樣本分布在50000公里以后，整體體現(xiàn)為耐久失效;

4.1.2失效現(xiàn)象1：多個螺栓松脫（圖3）;

4.1.2失效現(xiàn)象2：螺栓頭接觸面存在明顯的磨損印跡;

4.1.3失效現(xiàn)象3：螺栓桿身局部彎曲變形，螺紋表面磨損發(fā)亮。

失效現(xiàn)象小結(jié)：螺栓受橫向沖擊力大，螺紋副結(jié)構(gòu)變形（含磨損）后，軸向力不足導(dǎo)致最大靜摩擦力衰減，螺栓松動進(jìn)而導(dǎo)致螺紋表面磨損及螺栓脫落。

4.2結(jié)構(gòu)分析

4.2.1螺紋結(jié)構(gòu)系統(tǒng)受力環(huán)境：主要防松分析重點為驅(qū)動力矩作用下導(dǎo)致額外橫向沖擊載荷影響。

●差速器殼連接螺栓連接差速器殼與主減速器被動齒輪，此螺栓需承擔(dān)汽車驅(qū)動橋全部驅(qū)動力矩，維持汽車發(fā)動機傳遞的正向驅(qū)動力正常傳遞;

●根據(jù)力形成的三個條件，需要反作用力維系正向驅(qū)動力的形成，即需要相對相同大小的地面反作用力才能形成傳動系驅(qū)動力。

在核算橫向沖擊載荷（力矩）是以上述正向核算驅(qū)動力和地面反作用力的小者作為橫向載荷輸入。

4.2.2螺栓結(jié)構(gòu)分析：

●螺栓通過差速器殼通孔連接在被動齒輪的內(nèi)螺紋孔上;

●差速器殼材質(zhì)為QT450;

●螺紋副以螺栓、螺母、彈簧墊片構(gòu)成;

●工藝采用的螺栓擰緊力矩為530～570 N.m;

●16顆螺栓以分度圓方式均勻排列。

5、失效分析

5.1根據(jù)4.2.1定義，橫向載荷主要為驅(qū)動力矩。確定原則如下：

5.1.1正向驅(qū)動力矩：為發(fā)動機額定扭矩條件下，通過傳動系減速增扭后施加在被動齒輪上的最大力矩（M1）;

5.1.2反作用力矩核算：根據(jù)車輛定義載重下驅(qū)動橋分配的最大軸荷，核算極限附著條件下（即將發(fā)生輪胎打滑）作用在被動齒輪的反向力矩（M2）;

5.1.3取M1、M2的小者作為核算螺栓防松能力的橫向載荷輸入。

5.2橫向載荷核算

5.2.1正向驅(qū)動力矩核算：根據(jù)車輛動力配置參數(shù)，故障車輛主要動力配置參數(shù)及差速器殼最大扭矩核算公式為M1= Me* D1* i/n

5.2.2反作用力矩核算：根據(jù)最大整備質(zhì)量條件下后橋分配軸荷核算的打滑力矩公式為：M2=G*φ*rr/ηL

5.2.3選取M1、M2的小者M(jìn)2（52948 N.m）作為橫向載荷輸入。

5.3、螺栓防松力矩核算

5.3.1單個螺栓預(yù)緊力核算。公式F0= T0/（K*d）

5.3.2機構(gòu)最大靜摩擦力矩核算。公式T= F0 z r f/ Kn

結(jié)論一：機構(gòu)最大靜摩擦力矩小于橫向沖擊載荷力矩，存在松脫風(fēng)險。

5.4螺紋副接觸應(yīng)力校核：以彈簧墊片與差速器殼體凸臺極限公差（最劣）情況下最小接觸面積核算。

5.4.1彈簧墊片內(nèi)徑與螺栓外徑接近，忽略彈簧墊片相對螺栓徑向竄動;

5.4.2取螺栓孔（凸臺）直徑D作為接觸面內(nèi)徑;

5.4.3取彈簧墊片外徑DD作為接觸面外徑。（彈簧墊片設(shè)計外徑小于凸臺外徑）

核算過程如下：

結(jié)論二：螺紋副接觸面核算最大接觸應(yīng)力大于材料許用應(yīng)力，存在表面壓潰風(fēng)險，即軸向力不可靠。

5.5失效分析總結(jié)：

5.5.1結(jié)構(gòu)防松能力不足。在設(shè)定螺栓擰緊力矩下（530～570N.m），螺紋副機構(gòu)最大靜摩擦力矩為34479N.m～37081N.m，小于機構(gòu)需承受的最大橫向沖擊力矩52948 N.m。存在耐久松動失效風(fēng)險。

5.5.2彈簧墊片結(jié)構(gòu)有效接觸面偏小，QT450材料許用應(yīng)力不滿足軸向力需求，軸向力不可靠。在設(shè)定螺栓擰緊力矩下（530～570N.m），螺栓接觸面積不足，接觸區(qū)接觸應(yīng)力（454.4～488.8MPa）大于材料許用應(yīng)力（450MPa），存在接觸面被壓潰，軸向力不穩(wěn)定風(fēng)險。（尚未考慮凸臺孔偏的一致性問題，否則風(fēng)險更大）

6、措施建議

6.1增加螺栓個數(shù)，增加相同擰緊力矩下結(jié)構(gòu)的最大靜摩擦力;

6.2在螺栓許用應(yīng)力滿足前提下，加大螺栓擰緊力矩，通過增加單個螺栓預(yù)緊力來增加結(jié)構(gòu)最大靜摩擦力;

6.3棄用彈墊防松結(jié)構(gòu)，改為法蘭面螺栓結(jié)構(gòu)。通過大幅度增加配合面有效接觸面積，降低接觸面接觸應(yīng)力，避免表面被壓潰;

6.4提高差速器殼體鑄件鑄造及機加工精度，同時適當(dāng)增加凸臺寬度，確保螺栓接合面接合充分、接合有效;

6.5采取整車動力系統(tǒng)低速檔限扭措施，減少輸入扭矩（因弱化車輛動力性能，不建議采用）。

7、結(jié)語及展望

通過本失效案例分析，發(fā)現(xiàn)防松失效原因在于動力總成防松結(jié)構(gòu)設(shè)計時沒有充分考核核算整車配置及使用環(huán)境，沒有完全識別結(jié)構(gòu)外部受力因素，相關(guān)防松結(jié)構(gòu)設(shè)計脫離系統(tǒng)環(huán)境導(dǎo)致了問題發(fā)生。在螺紋聯(lián)接結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)注意，謹(jǐn)慎識別所有受力環(huán)境要素，策劃完整的防松結(jié)構(gòu)方案，避免螺紋失效問題發(fā)生。