汽车半轴外万向节与轮毂紧固扭矩设计改进方案热风焊枪

汽车半轴外万向节与轮毂紧固扭矩设计研究

1应用简介

汽车传动半轴是底盘动力系统中的关键部件，半轴的作用是把发动机变速箱输出的扭矩传递到车轮，驱动车辆前进;

同时随车轮的转向及车辆的颠簸万向节会摆动角度和运动滑移以便适应车轮与变速器之间的角度和距离变化。

如图1所示，传动半轴由外端固定万向节、内端移动万向节、中间轴组成。

如图2所示，外端固定万向节与车轮轮毂通过柄部花键连接传递扭矩，并由轮毂大螺母通过螺纹锁紧防止松脱。

在汽车装配线，主机厂使用气动工具紧固轮毂大螺母。

一般情况下，大螺母拧紧过程分两步实施：

第一步，试拧紧后再松开大螺母;

第二步，直接拧紧大螺母达到设计规定的扭矩数值。

在此过程中，传动半轴外万向节柄部螺纹花键承受着巨大的拉伸应力和扭转剪切应力。

值得关注的是，大螺母拧紧时旋转的角度和螺母与轮毂端面之间的摩擦系数有关，如果该摩擦系数较低，则需要螺母转动更大的角度才能达到一定的拧紧扭矩，此时螺母的过大转角会在万向节柄部螺纹花键引起显著的附加拉伸变形和拉伸应力，存在拉断万向节柄部螺纹花键的可能性。

2理论分析

2.1外万向节柄部拧紧扭矩的设计理论

目前汽车主机厂通常使用的传动半轴外万向节柄部拧紧扭矩大小是采用扭矩控制法确定的，也就是直接控制大螺母与万向节柄部花键螺纹的最后拧紧扭矩值来控制紧固力。

这种方法简单、直观，对拧紧设备(或工具)的要求低，价格便宜。

花键螺纹产生的实际轴向力不仅与拧紧扭矩有关，而且还受到配合面之间的摩擦系数大小的显著影响。

在实际生产中，螺纹副间和配合面间的摩擦系数与摩擦面的粗糙度、材料种类、材料硬度、表面镀层、贴合程度、几何形状、有无润滑等因素密切相关。

图3是采用扭矩控制法时拧紧扭矩T的设计理论模型。

它的设计数值要求实际轴向拉力P位于拉伸屈服线以下，而且与摩擦系数μ的大小有关。

2.2外万向节柄部拧紧扭矩的数学模型

拧紧大螺母时，拧紧扭矩T与螺纹副间的摩擦扭矩T1及大螺母与轮毂支撑端面间的摩擦扭矩T2平衡。

即有:

T=T1+T2=tan(λ+ρ)×p×d2/2+(D3-d3)/(D2-d2)×P×μ/3

若设:

KT=tan(λ+ρ)×d2/(2×M)+(D3-d3)/(D2-d2)×μ/(3×M)

则花键螺纹的轴向拉力P与大螺母拧紧扭矩T之间的关系可表示成下式:P=T/(KT×M)

式中:

T为大螺母的拧紧扭矩，N·mm;

P为花键螺纹的轴向拉力，N;

KT为拧紧扭矩系数;

M为花键螺纹的公称直径，mm;

d2为花键螺纹的中径，mm;

λ为螺纹的升角，°:λ=arctan[s/(π×d2)];

ρ为螺纹的当量摩擦角，°:ρ=arctan[μ/cosα/2)];

α为螺纹的牙形角，°;

s为花键螺纹的螺距，mm;

μ为摩擦系数;

D为大螺母端面的外内切圆直径，mm;

d为大螺母端面的内内切圆直径，mm。

从上面的公式可以看出，由于摩擦副表面状态变化引起摩擦系数μ的不同，而会改变拧紧扭矩系数KT值的大小;

所以施加相同的拧紧扭矩T，最终得到的花键螺纹的轴向力也会不同。

2.3外万向节柄部花键螺纹的拧紧应力

严格进行汽车传动半轴外万向节柄部花键螺纹的拧紧应力的计算是很困难的，因为它受很多因素和连接件实际状态的影响。

下面是按照第三强度理论得到的外万向节柄部花键螺纹等效拧紧应力的计算公式:σT=σ2P+3τ2

式中:

σT为花键螺纹的拧紧等效应力，MPa;

σP为轴向拉力P产生的拉应力，MPa:

σP=P/(π×d22/4);

τ为花键螺纹的切向应力，MPa:

τ=P×[s/(π×d2)+f]/(0.4×d22)。

3设计计算

下面以某汽车公司的一款轿车为实例，在紧固连接面有无润滑油作用两种情况下分别计算其传动半轴外万向节柄部花键螺纹的等效应力数值。

该项目的花键螺纹规格是24×1.5g，拧紧扭矩是325Nm。

即有:

T=325000N·mm

M=24mm

d2=23.026mm

s=1.5mm

μ(油性表面)=0.08

μ(干燥表面)=0.13

λ=1.1885°

α=60°

ρ(油性表面)=4.5739°

ρ(干燥表面)=7.4069°

D=40mm

d=27.5mm

KT(油性表面)=0.1053

KT(干燥表面)=0.1650

P(油性表面)=128603N

P(干燥表面)=82073N

σP(油性表面)=309MPa

σP(干燥表面)=197MPa

τ(油性表面)=61MPa

τ(干燥表面)=59MPa

σT(油性表面)=327MPa

σT(干燥表面)=222MPa

汽车传动半轴外万向节柄部花键螺纹部分一般情况下是正火态，它的设计屈服强度约为500MPa，考虑到许用安全系数[n]=1.5，则可以得出其外万向节柄部花键螺纹的许用应力是:[σ]=333MPa

比较[σ]与σT，可以看出在花键螺纹表面有油的情况下，该型汽车传动半轴外万向节与轮毂紧固扭矩的设定值已经非常接近许用应力极限，存在花键螺纹塑性变形失效的可能性;

在花键螺纹表面干燥的情况下，该型汽车传动半轴外万向节与轮毂紧固扭矩的设定值符合许用应力要求;

当采用扭矩控制法时，油性花键螺纹中产生的等效应力数值比干性花键螺纹中产生的等效应力数值大47.3%。

4设计改进

图4是采用扭矩控制法时，花键螺纹轴向拉力P与拧紧扭矩T以及摩擦系数μ的关系示意图。

从图中可以看出，大螺母与轮毂花键螺纹连接件的摩擦系数大小对轴向拉力P影响非常显著。当摩擦系数在0.1～0.16的范围内变化时，同一拧紧扭矩使花键螺纹连接件所产生的轴向拉力最大值与最小值相差50%;

而实际摩擦系数可能在0.06～0.25之间变化，采用扭矩控制法时，轴向拉力的偏差范围可能达到70%。

再有，采用扭矩控制法时，由于花键螺纹的轴向拉力变化幅度较大，所以花键螺纹实际拧紧后的平均等效应力值要控制在屈服点应力值的50%～60%，否则可能造成花键螺纹屈服甚至断裂失效。

汽车传动半轴外万向节柄部花键螺纹拧紧扭矩参数设计的改进建议是采用更加精确的扭矩—转角控制法。

即先对轮毂大螺母施加一定的扭矩，使螺纹连接件与被连接件良好贴合，然后再驱使其转过一定的角度。

此时需要同时监控拧紧扭矩和旋转角度两个参数，借助计算机进行计算和控制，自动计算出扭矩转角曲线的斜率。

当曲线斜率突变时，就认为大螺母的拧紧力已经达到了极限点，进而结束拧紧过程。

5最后

汽车传动半轴是底盘动力系统中的关键部件，它的外万向节与车辆轮毂紧固连接的可靠性既关系到是否会发生花键螺纹紧固不足松脱失效，又关系到是否会发生花键螺纹拉伸过载断裂失效的风险。

目前汽车制造主机厂通常采用的扭矩控制法重点关注了最终拧紧扭矩值的大小，而忽视了由于连接件接触面摩擦系数的变化引起的扭转角度过大从而导致花键螺纹拉伸过载的潜在风险。

所以，建议在条件许可的情况下，汽车主机厂应该尽量采用扭矩--转角控制法，同时监控大螺母的拧紧扭矩和旋转角度，使这两者都达到既定的设计要求，以便提高汽车传动半轴外万向节与车辆轮毂紧固连接扭矩的精确度和可靠性。

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