楊小龍　牟翌飛

摘要：為提高變速器輸入端法蘭盤(pán)緊固結(jié)構(gòu)的放松性能，在原有結(jié)構(gòu)更改最小的情況下，根據(jù)理論分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，在原結(jié)構(gòu)和零部件不變的情況下增加一組洛帝牢NL16防松墊圈，可以有效減少軸向預(yù)緊力的衰減，在復(fù)雜的運(yùn)行環(huán)境中保持更高的軸力，防止系統(tǒng)松動(dòng)。

關(guān)鍵詞：輸入聯(lián)接機(jī)構(gòu)；法蘭盤(pán)；螺栓；摩擦系數(shù)；軸向預(yù)緊力

變速器與發(fā)動(dòng)機(jī)采用分體聯(lián)接形式時(shí)，變速器與發(fā)動(dòng)機(jī)之間通過(guò)傳動(dòng)軸來(lái)傳遞動(dòng)力，變速器的輸入端需要采用法蘭盤(pán)的結(jié)構(gòu)與傳動(dòng)軸的聯(lián)接，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的傳遞和輸入。法蘭盤(pán)在傳遞動(dòng)力的同時(shí)還要承受來(lái)自傳動(dòng)軸的振動(dòng)沖擊，所以法蘭盤(pán)的緊固結(jié)構(gòu)和形式尤為重要。

變速器輸入聯(lián)接機(jī)構(gòu)

某變速器輸入端聯(lián)接機(jī)構(gòu)由前端蓋、輸入法蘭、輸入適配器及軸承等零件組成，傳動(dòng)軸傳遞的動(dòng)力經(jīng)由輸入端法蘭、適配器和柔性盤(pán)將動(dòng)力傳至變速器液力變矩器，如圖1a所示。圖中法蘭盤(pán)通過(guò)螺栓和壓板緊固于適配器花鍵軸上，該緊固螺栓位于法蘭和花鍵軸運(yùn)動(dòng)旋轉(zhuǎn)的中心線上，它只起安裝緊固作用不傳遞扭矩。變速器輸入聯(lián)接端法蘭盤(pán)的安裝緊固結(jié)構(gòu)如圖1b所示，采用M16、10.9級(jí)Q150B1660TF61螺栓和壓板將法蘭盤(pán)與輸入適配器花鍵軸緊固。

螺栓松動(dòng)斷裂原因分析

該變速器輸入聯(lián)接機(jī)構(gòu)批量使用運(yùn)行一段時(shí)間后，個(gè)別車輛出現(xiàn)了緊固法蘭盤(pán)螺栓松動(dòng)斷裂的故障，如圖2所示。

故障件螺栓頭支承面和螺栓頭下圓角磨損情況與正常螺栓對(duì)比可以看出，螺栓在斷裂前螺紋面和支承面已產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)造成了螺栓的旋轉(zhuǎn)松動(dòng)，同時(shí)取出花鍵軸螺紋孔內(nèi)的斷裂螺栓時(shí)可以輕松地旋出。螺栓松動(dòng)后軸向預(yù)緊力降低，螺栓應(yīng)力幅增大，疲勞壽命縮短，進(jìn)而造成螺栓疲勞斷裂。

正常情況下，當(dāng)變速器工作時(shí)，輸入聯(lián)接機(jī)構(gòu)承載著從發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)傳動(dòng)軸傳遞過(guò)來(lái)的扭矩載荷、旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)、振動(dòng)沖擊等，由法蘭及輸入適配器將動(dòng)力傳遞至柔性盤(pán)及變矩器。法蘭盤(pán)由緊固螺栓和壓板與輸入適配器花鍵軸聯(lián)接，緊固螺栓位于法蘭和花鍵軸運(yùn)動(dòng)旋轉(zhuǎn)的中心線上，它只起安裝緊固作用不傳遞扭矩。動(dòng)力系統(tǒng)是發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)傳動(dòng)軸將動(dòng)力及扭矩傳遞至法蘭盤(pán)，法蘭不但要承受交變的扭矩載荷，還要承受傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)沖擊以及車身傳遞給殼體的振動(dòng)，所以該聯(lián)接系統(tǒng)的工作環(huán)境很復(fù)雜。由于緊固螺栓本身的客觀物理參數(shù)以及緊固結(jié)構(gòu)，在這樣的復(fù)雜運(yùn)行工況下系統(tǒng)松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)很大。在法蘭施加的扭轉(zhuǎn)載荷作用下，這個(gè)系統(tǒng)受到順時(shí)針和逆時(shí)針扭矩的交替作用，在螺栓的支承面和螺紋面產(chǎn)生了相對(duì)旋轉(zhuǎn)滑動(dòng)，這樣的滑動(dòng)重復(fù)多次后螺栓就會(huì)出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)松動(dòng)，產(chǎn)生松動(dòng)后螺栓的軸向預(yù)緊力降低，應(yīng)力幅增大疲勞強(qiáng)度降低，進(jìn)而造成螺栓的疲勞斷裂。

根據(jù)緊固螺栓產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的條件理論校核分析，在法蘭施加的扭轉(zhuǎn)載荷作用下，這個(gè)系統(tǒng)在運(yùn)行過(guò)程中受到順時(shí)針和逆時(shí)針扭矩的交替作用，在法蘭和壓板及螺栓之間發(fā)生了相對(duì)旋轉(zhuǎn)滑動(dòng)，進(jìn)一步分析是在螺栓的支承面還是其螺紋面產(chǎn)生了相對(duì)旋轉(zhuǎn)滑動(dòng)。

設(shè)螺栓的軸向預(yù)緊力為F，在螺紋面產(chǎn)生滑動(dòng)所需要的扭矩為T(mén)_S，在支承面產(chǎn)生滑動(dòng)所需要的扭矩為T(mén)_w，根據(jù)推導(dǎo)兩個(gè)扭矩可用下式計(jì)算：

根據(jù)以上分析，摩擦系數(shù)μ＜0.22時(shí)，就滿足式3和式4，滿足產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的條件，該緊固螺栓就存在旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)。在現(xiàn)實(shí)中螺栓螺紋摩擦系數(shù)μS和支承面摩擦系數(shù)μ_w小于0.22是很容易實(shí)現(xiàn)的，是大概率的，所以存在螺栓松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)。

故障發(fā)生后在試驗(yàn)臺(tái)上對(duì)螺栓Q150B1660TF61的摩擦系數(shù)進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試（見(jiàn)圖3），具體數(shù)據(jù)如圖4所示。

從測(cè)試的12個(gè)螺栓樣本數(shù)據(jù)看，摩擦系數(shù)都小于0.22，說(shuō)明該聯(lián)接系統(tǒng)松動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)高。在實(shí)車運(yùn)行工況下，受到來(lái)自傳動(dòng)系統(tǒng)的扭矩載荷及振動(dòng)沖擊，如果該緊固螺栓螺紋和支承面一旦產(chǎn)生往復(fù)的相對(duì)滑動(dòng)，該螺栓就會(huì)出現(xiàn)單向的旋轉(zhuǎn)松動(dòng)。

優(yōu)化設(shè)計(jì)方案

1.優(yōu)化分析

螺栓旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的原因都是被聯(lián)接件發(fā)生往復(fù)的相對(duì)滑動(dòng)，因此要防止螺栓旋轉(zhuǎn)松動(dòng)措施是限制被聯(lián)接件之間的相對(duì)滑動(dòng)?；谙到y(tǒng)摩擦理論可以增大軸向預(yù)緊力采用大直徑螺栓，增加螺栓數(shù)量，增加被聯(lián)接件接觸表面的摩擦系數(shù)，增加銷、鍵或卡環(huán)，降低系統(tǒng)載荷和振動(dòng)沖擊等方式實(shí)現(xiàn)。為減少更改，根據(jù)旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的系統(tǒng)摩擦理論通過(guò)更換法蘭面螺栓來(lái)降低松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)，根據(jù)相應(yīng)的理論進(jìn)行了分析，并對(duì)六角頭螺栓和法蘭面螺栓進(jìn)行防松試驗(yàn)對(duì)比。

根據(jù)上面的校核分析，Q1841660TF61螺栓的相關(guān)參數(shù)如下：d₂=14.701mm；d_w=24.45mm；P=2mm；α=30°，cosα=0.866。將以上參數(shù)代入式3中得：

在這里設(shè)定μ_S=μ_w=μ時(shí)，可得μ＜0.085。即摩擦系數(shù)μ＜0.085時(shí)，該緊固螺栓就存在旋轉(zhuǎn)松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)。在現(xiàn)實(shí)中螺栓螺紋摩擦系數(shù)μ_S和支承面摩擦系數(shù)μw小于0.085是不容易實(shí)現(xiàn)的。

在試驗(yàn)臺(tái)上對(duì)螺栓Q1841660TF61的摩擦系數(shù)進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試，具體數(shù)據(jù)如圖5所示。

從測(cè)試的12個(gè)樣本數(shù)據(jù)看，沒(méi)有μ＜0.085的情況，說(shuō)明現(xiàn)實(shí)條件的摩擦系數(shù)不能滿足式3，系統(tǒng)松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)降低。

2. 緊固件橫向振動(dòng)試驗(yàn)

通過(guò)緊固件橫向振動(dòng)試驗(yàn)對(duì)六角頭螺栓、法蘭面螺栓防松性能進(jìn)行對(duì)比測(cè)試，具體試驗(yàn)情況如下。

1）試驗(yàn)1為Q150B1660TF61螺栓橫向振動(dòng)試驗(yàn)。振動(dòng)次數(shù)2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q150B1660TF61螺栓的測(cè)試情況及數(shù)據(jù)如圖6、圖7所示。

2）試驗(yàn)2為Q1841660TF61螺栓橫向振動(dòng)試驗(yàn)。振動(dòng)次數(shù)2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q1841660TF61螺栓的測(cè)試情況及數(shù)據(jù)如圖8、圖9所示。結(jié)合兩種螺栓的測(cè)試數(shù)據(jù)匯總的對(duì)比曲線如圖10所示。

根據(jù)以上的試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比分析，在試驗(yàn)條件相同的條件下，老狀態(tài)的六角頭螺栓Q150B1660TF61比新?tīng)顟B(tài)的法蘭面螺栓Q1841660TF61軸力衰減的更早更快，衰減率更高。但是法蘭面螺栓Q1841660TF61也有部分衰減及個(gè)別松動(dòng)的現(xiàn)象。

3.優(yōu)化試驗(yàn)

為進(jìn)一步提高系統(tǒng)防松性能，在結(jié)構(gòu)變化最小的前提下，結(jié)合相應(yīng)的防松理論，在使用六角頭螺栓Q150B1660TF61的情況下，增加一組NL16洛帝牢墊圈來(lái)增大接觸面的摩擦系數(shù)防止螺栓松動(dòng)。對(duì)六角頭螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈的組合，在試驗(yàn)條件相同的情況下，進(jìn)行緊固件橫向振動(dòng)試驗(yàn)。

試驗(yàn)3為Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈橫向振動(dòng)試驗(yàn)：振動(dòng)次數(shù)2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q150B1660TF61+NL16的測(cè)試情況及數(shù)據(jù)如圖11、圖12所示。

結(jié)合上面六角頭螺栓Q150B1660TF61和法蘭面螺栓Q1841660TF61的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)三種狀態(tài)的測(cè)試數(shù)據(jù)匯總的對(duì)比曲線如圖13所示。

根據(jù)以上的試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比分析，在試驗(yàn)條件相同的條件下，老狀態(tài)的六角頭螺栓Q150B1660TF61和法蘭面螺栓Q1841660TF61軸力衰減率高，都有部分松動(dòng)的現(xiàn)象。而六角頭螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈的軸力衰減率很低，同時(shí)衰減到一定程度就不再衰減，沒(méi)有松動(dòng)的現(xiàn)象。

結(jié)合理論分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，將緊固結(jié)構(gòu)在六角頭螺栓的基礎(chǔ)上增加洛帝牢NL16防松墊圈，可以有效減少軸向預(yù)緊力的衰減，在復(fù)雜的運(yùn)行環(huán)境中保持更高的軸力，防止系統(tǒng)松動(dòng)。

結(jié)語(yǔ)

原法蘭盤(pán)緊固結(jié)構(gòu)采用一個(gè)六角頭螺栓的緊固方案存在螺栓松動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn)。在原結(jié)構(gòu)變化最小的情況下提高系統(tǒng)的防松性能，通過(guò)增加一組洛帝牢NL16防松墊圈方案來(lái)實(shí)現(xiàn)，經(jīng)過(guò)緊固件橫向振動(dòng)試驗(yàn)，對(duì)比了三種方案的防松性能，從試驗(yàn)的數(shù)據(jù)對(duì)比分析可以看出，增加洛帝牢NL16防松墊圈的方案是有效的、合理的。

參考文獻(xiàn)：

[1] 酒井智次. 螺紋緊固件聯(lián)接工程[M].柴之龍，譯.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2016.