驅動軸緊固控制方法研究

徐亮，李昆

(北汽藍谷麥格納汽車有限公司生產技術部，江蘇鎮江 212000)

0 引言

驅動軸是汽車底盤動力系統中的關鍵零件，它連接差速器與驅動輪，并將發動機輸出的扭矩傳遞給車輪驅動車輛運動[1]。驅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動軸與輪轂之間松脫，如圖1所示。在擰緊驅動軸鎖緊螺母的同時，伴隨著驅動軸花鍵拉拔，花鍵的配合關系影響驅動軸鎖緊螺母的擰緊狀態。

圖1 驅動軸裝配

某些車型在車輛啟動后，掛擋前進及緊急制動的瞬間，輪轂附近有清脆異響，嚴重影響整車的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，并通過調整驅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，給驅動軸裝配造成困難，這在之前的研究中未被關注。本文作者在排除零部件質量問題后，通過分析某車型驅動軸擰緊滑牙問題，對驅動軸柄部螺紋擰緊扭矩及應力進行分析與校核，并分析了花鍵配合對滑牙故障的影響。通過增加擰緊機轉角監控以及驅動軸拉拔工裝，有效減少擰緊驅動軸鎖緊螺母時出現的滑牙故障，為提高汽車驅動軸裝配質量提供了一個可行的方法。

1 分析與討論

1.1 驅動軸柄部螺紋擰緊扭矩分析

擰緊驅動軸鎖緊螺母時，擰緊扭矩T與克服螺紋副相對轉動的阻力矩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為預緊力，N；d2為螺母的螺紋中徑，mm；ψ為螺紋升角，(°)；ρv為當量摩擦角，(°)；f2為螺母與輪轂支撐面間的摩擦因數；D0、d0分別為螺母環形端面與輪轂接觸面的外徑、內徑，mm。式(2)中：n為螺紋的螺旋線數；P為螺距，mm。式(3)中：f1為螺紋副間的摩擦因數；β為牙側角，(°)。

擰緊扭矩與預緊力關系有：

T=KdF

(4)

式(4)中：K為擰緊扭矩系數；d為公稱直徑，mm。

由式(1)及式(4)得：

(5)

當螺母與輪轂接觸面以及螺紋副表面狀態發生變化時，會導致摩擦因數發生波動。從式(5)中可以看出，擰緊扭矩系數K會隨著摩擦因數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f1、f2的不同得到的螺紋軸向預緊力F也會不同。

1.2 驅動軸柄部螺紋擰緊應力分析

在擰緊驅動軸柄部的過程中，它受到的拉應力σ與預緊力F的關系為

(6)

同時，在螺紋摩擦力T1的作用下，驅動軸柄部受扭，產生扭轉應力τT：

(7)

驅動軸柄部(視為螺栓)為塑性材料 ，按照第四強度理論得到其螺紋當量應力σca：

(8)

驅動軸柄部螺紋危險剖面(螺紋小徑)的抗拉強度條件為

σca≤[σ]

(9)

1.3 設計校核

以某款汽車為例，計算其驅動軸柄部花鍵螺紋的當量應力。該車型的花鍵螺紋規格是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。

經計算得到ψ=1.189°，ρv=5.278°,K=0.226，F=42 320 N，σ=107.674 MPa，τT=53.425 MPa，σca=177.48 MPa。

驅動軸選用材料CF53，柄部螺紋屈服強度σs約為510 MPa，許用應力[σ]=340 MPa。σca<[σ]，該車型驅動軸與輪轂緊固扭矩的設定值符合許用應力要求。

1.4 花鍵配合分析

驅動軸外球籠處通過漸開式花鍵與輪轂配合，影響內外花鍵松緊度配合的參數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致底盤異響，行業內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，需在驅動軸柄部施加更大的軸向力才能將驅動軸拉拔到位。由于加工公差的存在，在擰緊驅動軸鎖緊螺母時，可能會出現無法將驅動軸拉拔到位的情況，進而導致柄部螺紋達到屈服點出現滑牙現象。對標現代汽車、大眾汽車等工廠，均存在類似的問題。

2 措施與驗證

2.1 增加扭矩轉角監控

目前，單一的目標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現，使用目標扭矩加轉角監控策略可以有效提高螺紋緊固件的裝配質量。

本文作者通過SPC統計學方法研究驅動軸緊固點的轉角范圍。從MES中調取150個轉角數據進行分析處理(剔除異常數據)。

將150個轉角數據分為30組，如表1所示。表中：Pi(i=1，2，3，4，5)表示列數；SGi(i=1，2，......，30)表示行數；Xi表示SGi行轉角平均值；Ri表示SGi行轉角極差。

表1 轉角數據(°)

轉角平均值X：

(10)

轉角極差平均值R：

(11)

標準偏差σ：

(12)

轉角監控下限L：

L=X+3σ×1.33

(13)

轉角監控上限U：

U=X-3σ×1.33

(14)

式中：n=30。根據統計數據，有轉角平均值X=82.71°；轉角極差平均值R=29.60°；標準偏差σ=12.73°；轉角監控下限L=31.94°；轉角監控上限U=133.49°。

采用轉角監控策略控制從門檻扭矩到目標扭矩階段螺母旋轉的角度，能有效地預警因花鍵配合過緊導致鎖緊螺母擰緊時轉角超出正常范圍而出現滑牙的故障。采用扭矩加轉角控制策略后，統計1 000臺汽車驅動軸鎖緊螺母擰緊過程，有9臺發生滑牙故障，驅動軸滑牙故障率從3%降低至0.9%，滑牙故障率有所改善。

2.2 增加驅動軸拉拔工裝

針對驅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動軸拉拔到位的現象，設計了驅動軸拉拔工裝，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，安裝拉拔頭至驅動軸柄部；(2)使用拉拔工裝將驅動軸拉拔到位，拆除拉拔頭；(3)預擰鎖緊螺母至驅動軸柄部3-4牙；(4)操作擰緊

機擰緊鎖緊螺母。增加驅動軸拉拔工裝后，統計1 000臺份，故障發生頻次為0。

3 結論

本文作者通過分析某車型驅動軸擰緊時的滑牙問題，對驅動軸柄部螺紋擰緊扭矩及應力進行分析與校核，并分析了它與花鍵的配合，得到以下結論：

(1)花鍵配合緊是導致驅動軸擰緊滑牙的主要原因；

(2)通過扭矩轉角監控策略可以有效地預警滑牙故障的發生，以便提前采取措施，減少滑牙故障的發生；

(3)通過增加驅動軸拉拔工裝，可以避免因花鍵配合問題導致的驅動軸鎖緊螺母擰緊滑牙故障。