驱动桥差速器壳体螺栓防松失效分析

黄观林

摘 要：螺纹防松失效对机械工程师是老生常谈问题，虽然螺纹防松结构原理简单，但因受力环境要素识别不齐全、脱离受力环境进行防松设计，导致防松失效问题屡有发生，造成不必要的灾难及损失，作为机械工程师应避免。本文通过具体的汽车动力系统驱动桥部件防松失效案例，回归防松原理进行分析，找到失效原因，提供了一种较完整的防松分析思路。

关键词：螺纹副、螺纹防松、传动系统、驱动桥、差速器壳体、轴向力、最大静摩擦力、横向载荷、力矩、预紧力

前言

螺纹结构是机械设计最常用的联接方式，不合理的螺纹结构、工艺方式、零件机加工质量等都会导致机构失效甚至安全事故，螺纹防松虽结构简单但问题潜在风险极大。本文就笔者亲历的某驱动桥主减速器被动齿轮与差速器壳连接螺栓松脱典型案例，从防松原理着手，对结构失效原因进行分析。

1、螺纹联接结构主要构成：

螺纹联接结构作用是把2个或2个以上的连接件通过螺纹结构施加力矩，形成轴向压紧力，把目标连接件联接在一起。其结构主要组成如下：2个或2个以上的工件、螺栓、螺母、垫片组成。（图1）

2、螺纹防松原理：（图2）

2.1通过对螺纹副施加拧紧力矩，螺母、螺栓配合面间形成正压力（W），同时工件1、工件2接触面间形成正压力（N），N=W。

2.2在正压力N作用下，工件1、工件2间形成静摩擦力，其最大静摩擦力为F=W.f（f为工件配合面摩擦系数）。

2.3设工件间相对最大振动载荷为P，则合理的螺栓防松结构设计原则为F>P。即W.f>P。

3、实现螺纹防松原理的变量因素：

上文提到，实现防松原理的条件是工件间最大静摩擦力（F）>最大振动载荷（P）。影响原理实现的变量因素如下：

3.1、正压力N（W）的稳定性：防松是基于正压力大小足够及耐久使用后相对稳定（不会显著衰减），如正压力N发生衰减或过程波动，最大静摩擦力亦将衰减，机构力学平衡被打破而发生松动。要避免此情况发生，需考虑螺纹副相关零件的刚性及接触面加工质量的稳定性。具体因素有：垫片的刚度、接触面平整度、有效接触面大小、温度环境变化（温度波动太大引起相关金属件硬度下降）等。

3.2、振动载荷P的要素是否识别齐全：振动载荷P至少要考虑2个要素，一是工件自身质量及力学特点决定的惯性力（在重量占主因场合重点考虑），二是工件在机构中额外承担的冲击载荷（本文将要分析的驱动桥差速器壳固定螺栓松脱失效案例即为此类情况）。往下为某驱动桥差速器壳固定螺栓松脱失效案例分析。

4失效场景分析

4.1故障模式：

4.1.1失效里程：80样本分布在50000公里以后，整体体现为耐久失效;

4.1.2失效现象1：多个螺栓松脱（图3）;

4.1.2失效现象2：螺栓头接触面存在明显的磨损印迹;

4.1.3失效现象3：螺栓杆身局部弯曲变形，螺纹表面磨损发亮。

失效现象小结：螺栓受横向冲击力大，螺纹副结构变形（含磨损）后，轴向力不足导致最大静摩擦力衰减，螺栓松动进而导致螺纹表面磨损及螺栓脱落。

4.2结构分析

4.2.1螺纹结构系统受力环境：主要防松分析重点为驱动力矩作用下导致额外横向冲击载荷影响。

●差速器壳连接螺栓连接差速器壳与主减速器被动齿轮，此螺栓需承担汽车驱动桥全部驱动力矩，维持汽车发动机传递的正向驱动力正常传递;

●根据力形成的三个条件，需要反作用力维系正向驱动力的形成，即需要相对相同大小的地面反作用力才能形成传动系驱动力。

在核算横向冲击载荷（力矩）是以上述正向核算驱动力和地面反作用力的小者作为横向载荷输入。

4.2.2螺栓结构分析：

●螺栓通过差速器壳通孔连接在被动齿轮的内螺纹孔上;

●差速器壳材质为QT450;

●螺纹副以螺栓、螺母、弹簧垫片构成;

●工艺采用的螺栓拧紧力矩为530～570 N.m;

●16颗螺栓以分度圆方式均匀排列。

5、失效分析

5.1根据4.2.1定义，横向载荷主要为驱动力矩。确定原则如下：

5.1.1正向驱动力矩：为发动机额定扭矩条件下，通过传动系减速增扭后施加在被动齿轮上的最大力矩（M1）;

5.1.2反作用力矩核算：根据车辆定义载重下驱动桥分配的最大轴荷，核算极限附着条件下（即将发生轮胎打滑）作用在被动齿轮的反向力矩（M2）;

5.1.3取M1、M2的小者作为核算螺栓防松能力的横向载荷输入。

5.2横向载荷核算

5.2.1正向驱动力矩核算：根据车辆动力配置参数，故障车辆主要动力配置参数及差速器壳最大扭矩核算公式为M1= Me* D1* i/n

5.2.2反作用力矩核算：根据最大整备质量条件下后桥分配轴荷核算的打滑力矩公式为：M2=G*φ*rr/ηL

5.2.3选取M1、M2的小者M2（52948 N.m）作为横向载荷输入。

5.3、螺栓防松力矩核算

5.3.1单个螺栓预紧力核算。公式F0= T0/（K*d）

5.3.2机构最大靜摩擦力矩核算。公式T= F0 z r f/ Kn

结论一：机构最大静摩擦力矩小于横向冲击载荷力矩，存在松脱风险。

5.4螺纹副接触应力校核：以弹簧垫片与差速器壳体凸台极限公差（最劣）情况下最小接触面积核算。

5.4.1弹簧垫片内径与螺栓外径接近，忽略弹簧垫片相对螺栓径向窜动;

5.4.2取螺栓孔（凸台）直径D作为接触面内径;

5.4.3取弹簧垫片外径DD作为接触面外径。（弹簧垫片设计外径小于凸台外径）

核算过程如下：

结论二：螺纹副接触面核算最大接触应力大于材料许用应力，存在表面压溃风险，即轴向力不可靠。

5.5失效分析总结：

5.5.1结构防松能力不足。在设定螺栓拧紧力矩下（530～570N.m），螺纹副机构最大静摩擦力矩为34479N.m～37081N.m，小于机构需承受的最大横向冲击力矩52948 N.m。存在耐久松动失效风险。

5.5.2弹簧垫片结构有效接触面偏小，QT450材料许用应力不满足轴向力需求，轴向力不可靠。在设定螺栓拧紧力矩下（530～570N.m），螺栓接触面积不足，接触区接触应力（454.4～488.8MPa）大于材料许用应力（450MPa），存在接触面被压溃，轴向力不稳定风险。（尚未考虑凸台孔偏的一致性问题，否则风险更大）

6、措施建议

6.1增加螺栓个数，增加相同拧紧力矩下结构的最大静摩擦力;

6.2在螺栓许用应力满足前提下，加大螺栓拧紧力矩，通过增加单个螺栓预紧力来增加结构最大静摩擦力;

6.3弃用弹垫防松结构，改为法兰面螺栓结构。通过大幅度增加配合面有效接触面积，降低接触面接触应力，避免表面被压溃;

6.4提高差速器壳体铸件铸造及机加工精度，同时适当增加凸台宽度，确保螺栓接合面接合充分、接合有效;

6.5采取整车动力系统低速档限扭措施，减少输入扭矩（因弱化车辆动力性能，不建议采用）。

7、结语及展望

通过本失效案例分析，发现防松失效原因在于动力总成防松结构设计时没有充分考核核算整车配置及使用环境，没有完全识别结构外部受力因素，相关防松结构设计脱离系统环境导致了问题发生。在螺纹联接结构设计应注意，谨慎识别所有受力环境要素，策划完整的防松结构方案，避免螺纹失效问题发生。