汽車半軸外萬向節與輪轂緊固扭矩設計研究
1應用簡介
汽車傳動半軸是底盤動力系統中的關鍵部件，半軸的作用是把發動機變速箱輸出的扭矩傳遞到車輪，驅動車輛前進;
同時隨車輪的轉向及車輛的顛簸萬向節會擺動角度和運動滑移以便適應車輪與變速器之間的角度和距離變化。
如圖1所示，傳動半軸由外端固定萬向節、內端移動萬向節、中間軸組成。
如圖2所示，外端固定萬向節與車輪輪轂通過柄部花鍵連接傳遞扭矩，并由輪轂大螺母通過螺紋鎖緊防止松脫。
在汽車裝配線，主機廠使用氣動工具緊固輪轂大螺母。
一般情況下，大螺母擰緊過程分兩步實施：
第一步，試擰緊后再松開大螺母;
第二步，直接擰緊大螺母達到設計規定的扭矩數值。
在此過程中，傳動半軸外萬向節柄部螺紋花鍵承受著巨大的拉伸應力和扭轉剪切應力。
值得關注的是，大螺母擰緊時旋轉的角度和螺母與輪轂端面之間的摩擦系數有關，如果該摩擦系數較低，則需要螺母轉動更大的角度才能達到一定的擰緊扭矩，此時螺母的過大轉角會在萬向節柄部螺紋花鍵引起顯著的附加拉伸變形和拉伸應力，存在拉斷萬向節柄部螺紋花鍵的可能性。
2理論分析
2.1外萬向節柄部擰緊扭矩的設計理論
目前汽車主機廠通常使用的傳動半軸外萬向節柄部擰緊扭矩大小是采用扭矩控制法確定的，也就是直接控制大螺母與萬向節柄部花鍵螺紋的最后擰緊扭矩值來控制緊固力。
這種方法簡單、直觀，對擰緊設備(或工具)的要求低，價格便宜。
花鍵螺紋產生的實際軸向力不僅與擰緊扭矩有關，而且還受到配合面之間的摩擦系數大小的顯著影響。
在實際生產中，螺紋副間和配合面間的摩擦系數與摩擦面的粗糙度、材料種類、材料硬度、表面鍍層、貼合程度、幾何形狀、有無潤滑等因素密切相關。
圖3是采用扭矩控制法時擰緊扭矩T的設計理論模型。
它的設計數值要求實際軸向拉力P位于拉伸屈服線以下，而且與摩擦系數μ的大小有關。
2.2外萬向節柄部擰緊扭矩的數學模型
擰緊大螺母時，擰緊扭矩T與螺紋副間的摩擦扭矩T1及大螺母與輪轂支撐端面間的摩擦扭矩T2平衡。
即有:
T=T1+T2=tan(λ+ρ)×p×d2/2+(D3-d3)/(D2-d2)×P×μ/3
若設:
KT=tan(λ+ρ)×d2/(2×M)+(D3-d3)/(D2-d2)×μ/(3×M)
則花鍵螺紋的軸向拉力P與大螺母擰緊扭矩T之間的關系可表示成下式:P=T/(KT×M)
式中:
T為大螺母的擰緊扭矩，N·mm;
P為花鍵螺紋的軸向拉力，N;
KT為擰緊扭矩系數;
M為花鍵螺紋的公稱直徑，mm;
d2為花鍵螺紋的中徑，mm;
λ為螺紋的升角，°:λ=arctan[s/(π×d2)];
ρ為螺紋的當量摩擦角，°:ρ=arctan[μ/cosα/2)];
α為螺紋的牙形角，°;
s為花鍵螺紋的螺距，mm;
μ為摩擦系數;
D為大螺母端面的外內切圓直徑，mm;
d為大螺母端面的內內切圓直徑，mm。
從上面的公式可以看出，由于摩擦副表面狀態變化引起摩擦系數μ的不同，而會改變擰緊扭矩系數KT值的大小;
所以施加相同的擰緊扭矩T，最終得到的花鍵螺紋的軸向力也會不同。
2.3外萬向節柄部花鍵螺紋的擰緊應力
嚴格進行汽車傳動半軸外萬向節柄部花鍵螺紋的擰緊應力的計算是很困難的，因為它受很多因素和連接件實際狀態的影響。
下面是按照第三強度理論得到的外萬向節柄部花鍵螺紋等效擰緊應力的計算公式:σT=σ2P+3τ2
式中:
σT為花鍵螺紋的擰緊等效應力，MPa;
σP為軸向拉力P產生的拉應力，MPa:
σP=P/(π×d22/4);
τ為花鍵螺紋的切向應力，MPa:
τ=P×[s/(π×d2)+f]/(0.4×d22)。
3設計計算
下面以某汽車公司的一款轎車為實例，在緊固連接面有無潤滑油作用兩種情況下分別計算其傳動半軸外萬向節柄部花鍵螺紋的等效應力數值。
該項目的花鍵螺紋規格是24×1.5g，擰緊扭矩是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
汽車傳動半軸外萬向節柄部花鍵螺紋部分一般情況下是正火態，它的設計屈服強度約為500MPa，考慮到許用安全系數[n]=1.5，則可以得出其外萬向節柄部花鍵螺紋的許用應力是:[σ]=333MPa
比較[σ]與σT，可以看出在花鍵螺紋表面有油的情況下，該型汽車傳動半軸外萬向節與輪轂緊固扭矩的設定值已經非常接近許用應力極限，存在花鍵螺紋塑性變形失效的可能性;
在花鍵螺紋表面干燥的情況下，該型汽車傳動半軸外萬向節與輪轂緊固扭矩的設定值符合許用應力要求;
當采用扭矩控制法時，油性花鍵螺紋中產生的等效應力數值比干性花鍵螺紋中產生的等效應力數值大47.3%。
4設計改進
圖4是采用扭矩控制法時，花鍵螺紋軸向拉力P與擰緊扭矩T以及摩擦系數μ的關系示意圖。
從圖中可以看出，大螺母與輪轂花鍵螺紋連接件的摩擦系數大小對軸向拉力P影響非常顯著。當摩擦系數在0.1～0.16的范圍內變化時，同一擰緊扭矩使花鍵螺紋連接件所產生的軸向拉力最大值與最小值相差50%;
而實際摩擦系數可能在0.06～0.25之間變化，采用扭矩控制法時，軸向拉力的偏差范圍可能達到70%。
再有，采用扭矩控制法時，由于花鍵螺紋的軸向拉力變化幅度較大，所以花鍵螺紋實際擰緊后的平均等效應力值要控制在屈服點應力值的50%～60%，否則可能造成花鍵螺紋屈服甚至斷裂失效。
汽車傳動半軸外萬向節柄部花鍵螺紋擰緊扭矩參數設計的改進建議是采用更加精確的扭矩—轉角控制法。
即先對輪轂大螺母施加一定的扭矩，使螺紋連接件與被連接件良好貼合，然后再驅使其轉過一定的角度。
此時需要同時監控擰緊扭矩和旋轉角度兩個參數，借助計算機進行計算和控制，自動計算出扭矩轉角曲線的斜率。
當曲線斜率突變時，就認為大螺母的擰緊力已經達到了極限點，進而結束擰緊過程。
5最后
汽車傳動半軸是底盤動力系統中的關鍵部件，它的外萬向節與車輛輪轂緊固連接的可靠性既關系到是否會發生花鍵螺紋緊固不足松脫失效，又關系到是否會發生花鍵螺紋拉伸過載斷裂失效的風險。
目前汽車制造主機廠通常采用的扭矩控制法重點關注了最終擰緊扭矩值的大小，而忽視了由于連接件接觸面摩擦系數的變化引起的扭轉角度過大從而導致花鍵螺紋拉伸過載的潛在風險。
所以，建議在條件許可的情況下，汽車主機廠應該盡量采用扭矩--轉角控制法，同時監控大螺母的擰緊扭矩和旋轉角度，使這兩者都達到既定的設計要求，以便提高汽車傳動半軸外萬向節與車輛輪轂緊固連接扭矩的精確度和可靠性。
來源： 朱卓選 GAF螺絲君
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