某法蘭盤緊固結構的優化設計研究

楊小龍　牟翌飛

摘要：為提高變速器輸入端法蘭盤緊固結構的放松性能，在原有結構更改最小的情況下，根據理論分析和試驗驗證，在原結構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緊力的衰減，在復雜的運行環境中保持更高的軸力，防止系統松動。

關鍵詞：輸入聯接機構；法蘭盤；螺栓；摩擦系數；軸向預緊力

變速器與發動機采用分體聯接形式時，變速器與發動機之間通過傳動軸來傳遞動力，變速器的輸入端需要采用法蘭盤的結構與傳動軸的聯接，實現動力的傳遞和輸入。法蘭盤在傳遞動力的同時還要承受來自傳動軸的振動沖擊，所以法蘭盤的緊固結構和形式尤為重要。

變速器輸入聯接機構

某變速器輸入端聯接機構由前端蓋、輸入法蘭、輸入適配器及軸承等零件組成，傳動軸傳遞的動力經由輸入端法蘭、適配器和柔性盤將動力傳至變速器液力變矩器，如圖1a所示。圖中法蘭盤通過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動旋轉的中心線上，它只起安裝緊固作用不傳遞扭矩。變速器輸入聯接端法蘭盤的安裝緊固結構如圖1b所示，采用M16、10.9級Q150B1660TF61螺栓和壓板將法蘭盤與輸入適配器花鍵軸緊固。

螺栓松動斷裂原因分析

該變速器輸入聯接機構批量使用運行一段時間后，個別車輛出現了緊固法蘭盤螺栓松動斷裂的故障，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比可以看出，螺栓在斷裂前螺紋面和支承面已產生相對滑動造成了螺栓的旋轉松動，同時取出花鍵軸螺紋孔內的斷裂螺栓時可以輕松地旋出。螺栓松動后軸向預緊力降低，螺栓應力幅增大，疲勞壽命縮短，進而造成螺栓疲勞斷裂。

正常情況下，當變速器工作時，輸入聯接機構承載著從發動機經傳動軸傳遞過來的扭矩載荷、旋轉轉動、振動沖擊等，由法蘭及輸入適配器將動力傳遞至柔性盤及變矩器。法蘭盤由緊固螺栓和壓板與輸入適配器花鍵軸聯接，緊固螺栓位于法蘭和花鍵軸運動旋轉的中心線上，它只起安裝緊固作用不傳遞扭矩。動力系統是發動機經傳動軸將動力及扭矩傳遞至法蘭盤，法蘭不但要承受交變的扭矩載荷，還要承受傳動系統的振動沖擊以及車身傳遞給殼體的振動，所以該聯接系統的工作環境很復雜。由于緊固螺栓本身的客觀物理參數以及緊固結構，在這樣的復雜運行工況下系統松動的風險很大。在法蘭施加的扭轉載荷作用下，這個系統受到順時針和逆時針扭矩的交替作用，在螺栓的支承面和螺紋面產生了相對旋轉滑動，這樣的滑動重復多次后螺栓就會出現旋轉松動，產生松動后螺栓的軸向預緊力降低，應力幅增大疲勞強度降低，進而造成螺栓的疲勞斷裂。

根據緊固螺栓產生旋轉松動的條件理論校核分析，在法蘭施加的扭轉載荷作用下，這個系統在運行過程中受到順時針和逆時針扭矩的交替作用，在法蘭和壓板及螺栓之間發生了相對旋轉滑動，進一步分析是在螺栓的支承面還是其螺紋面產生了相對旋轉滑動。

設螺栓的軸向預緊力為F，在螺紋面產生滑動所需要的扭矩為T_S，在支承面產生滑動所需要的扭矩為T_w，根據推導兩個扭矩可用下式計算：

根據以上分析，摩擦系數μ＜0.22時，就滿足式3和式4，滿足產生旋轉松動的條件，該緊固螺栓就存在旋轉松動的風險。在現實中螺栓螺紋摩擦系數μS和支承面摩擦系數μ_w小于0.22是很容易實現的，是大概率的，所以存在螺栓松動的風險。

故障發生后在試驗臺上對螺栓Q150B1660TF61的摩擦系數進行了試驗測試（見圖3），具體數據如圖4所示。

從測試的12個螺栓樣本數據看，摩擦系數都小于0.22，說明該聯接系統松動風險高。在實車運行工況下，受到來自傳動系統的扭矩載荷及振動沖擊，如果該緊固螺栓螺紋和支承面一旦產生往復的相對滑動，該螺栓就會出現單向的旋轉松動。

優化設計方案

1.優化分析

螺栓旋轉松動的原因都是被聯接件發生往復的相對滑動，因此要防止螺栓旋轉松動措施是限制被聯接件之間的相對滑動。基于系統摩擦理論可以增大軸向預緊力采用大直徑螺栓，增加螺栓數量，增加被聯接件接觸表面的摩擦系數，增加銷、鍵或卡環，降低系統載荷和振動沖擊等方式實現。為減少更改，根據旋轉松動的系統摩擦理論通過更換法蘭面螺栓來降低松動的風險，根據相應的理論進行了分析，并對六角頭螺栓和法蘭面螺栓進行防松試驗對比。

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

在這里設定μ_S=μ_w=μ時，可得μ＜0.085。即摩擦系數μ＜0.085時，該緊固螺栓就存在旋轉松動的風險。在現實中螺栓螺紋摩擦系數μ_S和支承面摩擦系數μw小于0.085是不容易實現的。

在試驗臺上對螺栓Q1841660TF61的摩擦系數進行了試驗測試，具體數據如圖5所示。

從測試的12個樣本數據看，沒有μ＜0.085的情況，說明現實條件的摩擦系數不能滿足式3，系統松動的風險降低。

2. 緊固件橫向振動試驗

通過緊固件橫向振動試驗對六角頭螺栓、法蘭面螺栓防松性能進行對比測試，具體試驗情況如下。

1）試驗1為Q150B1660TF61螺栓橫向振動試驗。振動次數2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q150B1660TF61螺栓的測試情況及數據如圖6、圖7所示。

2）試驗2為Q1841660TF61螺栓橫向振動試驗。振動次數2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q1841660TF61螺栓的測試情況及數據如圖8、圖9所示。結合兩種螺栓的測試數據匯總的對比曲線如圖10所示。

根據以上的試驗數據對比分析，在試驗條件相同的條件下，老狀態的六角頭螺栓Q150B1660TF61比新狀態的法蘭面螺栓Q1841660TF61軸力衰減的更早更快，衰減率更高。但是法蘭面螺栓Q1841660TF61也有部分衰減及個別松動的現象。

3.優化試驗

為進一步提高系統防松性能，在結構變化最小的前提下，結合相應的防松理論，在使用六角頭螺栓Q150B1660TF61的情況下，增加一組NL16洛帝牢墊圈來增大接觸面的摩擦系數防止螺栓松動。對六角頭螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈的組合，在試驗條件相同的情況下，進行緊固件橫向振動試驗。

試驗3為Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈橫向振動試驗：振動次數2000次，振幅0.5mm，振頻12.5Hz。Q150B1660TF61+NL16的測試情況及數據如圖11、圖12所示。

結合上面六角頭螺栓Q150B1660TF61和法蘭面螺栓Q1841660TF61的試驗數據，對三種狀態的測試數據匯總的對比曲線如圖13所示。

根據以上的試驗數據對比分析，在試驗條件相同的條件下，老狀態的六角頭螺栓Q150B1660TF61和法蘭面螺栓Q1841660TF61軸力衰減率高，都有部分松動的現象。而六角頭螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢墊圈的軸力衰減率很低，同時衰減到一定程度就不再衰減，沒有松動的現象。

結合理論分析和試驗驗證，將緊固結構在六角頭螺栓的基礎上增加洛帝牢NL16防松墊圈，可以有效減少軸向預緊力的衰減，在復雜的運行環境中保持更高的軸力，防止系統松動。

結語

原法蘭盤緊固結構采用一個六角頭螺栓的緊固方案存在螺栓松動的風險。在原結構變化最小的情況下提高系統的防松性能，通過增加一組洛帝牢NL16防松墊圈方案來實現，經過緊固件橫向振動試驗，對比了三種方案的防松性能，從試驗的數據對比分析可以看出，增加洛帝牢NL16防松墊圈的方案是有效的、合理的。

參考文獻：

[1] 酒井智次. 螺紋緊固件聯接工程[M].柴之龍，譯.北京：機械工業出版社，2016.