徐亮,李昆
(北汽藍(lán)谷麥格納汽車有限公司生產(chǎn)技術(shù)部,江蘇鎮(zhèn)江 212000)
驅(qū)動軸是汽車底盤動力系統(tǒng)中的關(guān)鍵零件,它連接差速器與驅(qū)動輪,并將發(fā)動機(jī)輸出的扭矩傳遞給車輪驅(qū)動車輛運動[1]。驅(qū)動軸外球籠與制動器輪轂通過柄部花鍵配合傳遞扭矩,并通過鎖緊螺母防止驅(qū)動軸與輪轂之間松脫,如圖1所示。在擰緊驅(qū)動軸鎖緊螺母的同時,伴隨著驅(qū)動軸花鍵拉拔,花鍵的配合關(guān)系影響驅(qū)動軸鎖緊螺母的擰緊狀態(tài)。
圖1 驅(qū)動軸裝配
某些車型在車輛啟動后,掛擋前進(jìn)及緊急制動的瞬間,輪轂附近有清脆異響,嚴(yán)重影響整車的NVH性能[2-5]。針對這一問題,李海亮等[6]對該車型故障原因排查分析,并通過調(diào)整驅(qū)動軸花鍵螺旋角以及增加減摩涂層的方法,解決了輪轂異響問題;王庚川等[7]通過增加花鍵齒厚及花鍵螺旋角,消除了輪轂異響。但增加花鍵螺旋角,會加大花鍵配合的過盈量,給驅(qū)動軸裝配造成困難,這在之前的研究中未被關(guān)注。本文作者在排除零部件質(zhì)量問題后,通過分析某車型驅(qū)動軸擰緊滑牙問題,對驅(qū)動軸柄部螺紋擰緊扭矩及應(yīng)力進(jìn)行分析與校核,并分析了花鍵配合對滑牙故障的影響。通過增加擰緊機(jī)轉(zhuǎn)角監(jiān)控以及驅(qū)動軸拉拔工裝,有效減少擰緊驅(qū)動軸鎖緊螺母時出現(xiàn)的滑牙故障,為提高汽車驅(qū)動軸裝配質(zhì)量提供了一個可行的方法。
擰緊驅(qū)動軸鎖緊螺母時,擰緊扭矩T與克服螺紋副相對轉(zhuǎn)動的阻力矩T1以及螺母支撐面上的摩擦阻力矩T2平衡[8],即有:
(1)
其中:
(2)
(3)
式(1)中:F為預(yù)緊力,N;d2為螺母的螺紋中徑,mm;ψ為螺紋升角,(°);ρv為當(dāng)量摩擦角,(°);f2為螺母與輪轂支撐面間的摩擦因數(shù);D0、d0分別為螺母環(huán)形端面與輪轂接觸面的外徑、內(nèi)徑,mm。式(2)中:n為螺紋的螺旋線數(shù);P為螺距,mm。式(3)中:f1為螺紋副間的摩擦因數(shù);β為牙側(cè)角,(°)。
擰緊扭矩與預(yù)緊力關(guān)系有:
T=KdF
(4)
式(4)中:K為擰緊扭矩系數(shù);d為公稱直徑,mm。
由式(1)及式(4)得:
(5)
當(dāng)螺母與輪轂接觸面以及螺紋副表面狀態(tài)發(fā)生變化時,會導(dǎo)致摩擦因數(shù)發(fā)生波動。從式(5)中可以看出,擰緊扭矩系數(shù)K會隨著摩擦因數(shù)f1、f2的變化而變化。因而在相同的擰緊扭矩T的作用下,因摩擦因數(shù)f1、f2的不同得到的螺紋軸向預(yù)緊力F也會不同。
在擰緊驅(qū)動軸柄部的過程中,它受到的拉應(yīng)力σ與預(yù)緊力F的關(guān)系為
(6)
同時,在螺紋摩擦力T1的作用下,驅(qū)動軸柄部受扭,產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τT:
(7)
驅(qū)動軸柄部(視為螺栓)為塑性材料 ,按照第四強(qiáng)度理論得到其螺紋當(dāng)量應(yīng)力σca:
(8)
驅(qū)動軸柄部螺紋危險剖面(螺紋小徑)的抗拉強(qiáng)度條件為
σca≤[σ]
(9)
以某款汽車為例,計算其驅(qū)動軸柄部花鍵螺紋的當(dāng)量應(yīng)力。該車型的花鍵螺紋規(guī)格是24×1.5g,T=230 N·m,d=24 mm,d1=22.376 mm,d2=23.026 mm,n=1,P=1.5 mm,β=30°,f1=0.13,f2=0.13,D0=43.8 mm,d0=30.6 mm。
經(jīng)計算得到ψ=1.189°,ρv=5.278°,K=0.226,F(xiàn)=42 320 N,σ=107.674 MPa,τT=53.425 MPa,σca=177.48 MPa。
驅(qū)動軸選用材料CF53,柄部螺紋屈服強(qiáng)度σs約為510 MPa,許用應(yīng)力[σ]=340 MPa。σca<[σ],該車型驅(qū)動軸與輪轂緊固扭矩的設(shè)定值符合許用應(yīng)力要求。
驅(qū)動軸外球籠處通過漸開式花鍵與輪轂配合,影響內(nèi)外花鍵松緊度配合的參數(shù)主要為跨棒距和螺旋角。汽車啟動時,花鍵間的配合間隙會導(dǎo)致底盤異響,行業(yè)內(nèi)通常采用增加花鍵螺旋角度來解決這一問題[6-7]。然而隨著螺旋角的增加,需在驅(qū)動軸柄部施加更大的軸向力才能將驅(qū)動軸拉拔到位。由于加工公差的存在,在擰緊驅(qū)動軸鎖緊螺母時,可能會出現(xiàn)無法將驅(qū)動軸拉拔到位的情況,進(jìn)而導(dǎo)致柄部螺紋達(dá)到屈服點出現(xiàn)滑牙現(xiàn)象。對標(biāo)現(xiàn)代汽車、大眾汽車等工廠,均存在類似的問題。
目前,單一的目標(biāo)扭矩控制策略被廣泛使用在總裝廠,但長期的使用效果證明,這樣的擰緊方式存在一定缺陷,并不能十分有效地防止缺陷外溢。在不斷的嘗試與摸索后發(fā)現(xiàn),使用目標(biāo)扭矩加轉(zhuǎn)角監(jiān)控策略可以有效提高螺紋緊固件的裝配質(zhì)量。
本文作者通過SPC統(tǒng)計學(xué)方法研究驅(qū)動軸緊固點的轉(zhuǎn)角范圍。從MES中調(diào)取150個轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)進(jìn)行分析處理(剔除異常數(shù)據(jù))。
將150個轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)分為30組,如表1所示。表中:Pi(i=1,2,3,4,5)表示列數(shù);SGi(i=1,2,......,30)表示行數(shù);Xi表示SGi行轉(zhuǎn)角平均值;Ri表示SGi行轉(zhuǎn)角極差。
表1 轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)(°)
轉(zhuǎn)角平均值X:
(10)
轉(zhuǎn)角極差平均值R:
(11)
標(biāo)準(zhǔn)偏差σ:
(12)
轉(zhuǎn)角監(jiān)控下限L:
L=X+3σ×1.33
(13)
轉(zhuǎn)角監(jiān)控上限U:
U=X-3σ×1.33
(14)
式中:n=30。根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù),有轉(zhuǎn)角平均值X=82.71°;轉(zhuǎn)角極差平均值R=29.60°;標(biāo)準(zhǔn)偏差σ=12.73°;轉(zhuǎn)角監(jiān)控下限L=31.94°;轉(zhuǎn)角監(jiān)控上限U=133.49°。
采用轉(zhuǎn)角監(jiān)控策略控制從門檻扭矩到目標(biāo)扭矩階段螺母旋轉(zhuǎn)的角度,能有效地預(yù)警因花鍵配合過緊導(dǎo)致鎖緊螺母擰緊時轉(zhuǎn)角超出正常范圍而出現(xiàn)滑牙的故障。采用扭矩加轉(zhuǎn)角控制策略后,統(tǒng)計1 000臺汽車驅(qū)動軸鎖緊螺母擰緊過程,有9臺發(fā)生滑牙故障,驅(qū)動軸滑牙故障率從3%降低至0.9%,滑牙故障率有所改善。
針對驅(qū)動軸與輪轂花鍵配合時,存在安裝鎖緊螺母過程中無法將驅(qū)動軸拉拔到位的現(xiàn)象,設(shè)計了驅(qū)動軸拉拔工裝,如圖2所示。
利用拉拔工裝保證在安裝鎖緊螺母前,將驅(qū)動軸100%拉拔到位。工藝流程為:(1)在安裝鎖緊螺母前,安裝拉拔頭至驅(qū)動軸柄部;(2)使用拉拔工裝將驅(qū)動軸拉拔到位,拆除拉拔頭;(3)預(yù)擰鎖緊螺母至驅(qū)動軸柄部3-4牙;(4)操作擰緊
機(jī)擰緊鎖緊螺母。增加驅(qū)動軸拉拔工裝后,統(tǒng)計1 000臺份,故障發(fā)生頻次為0。
本文作者通過分析某車型驅(qū)動軸擰緊時的滑牙問題,對驅(qū)動軸柄部螺紋擰緊扭矩及應(yīng)力進(jìn)行分析與校核,并分析了它與花鍵的配合,得到以下結(jié)論:
(1)花鍵配合緊是導(dǎo)致驅(qū)動軸擰緊滑牙的主要原因;
(2)通過扭矩轉(zhuǎn)角監(jiān)控策略可以有效地預(yù)警滑牙故障的發(fā)生,以便提前采取措施,減少滑牙故障的發(fā)生;
(3)通過增加驅(qū)動軸拉拔工裝,可以避免因花鍵配合問題導(dǎo)致的驅(qū)動軸鎖緊螺母擰緊滑牙故障。