齊改霞

(1.長(zhǎng)城汽車股份有限公司技術(shù)中心，河北保定 071000；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北保定 071000 )

整體式車橋半軸晃動(dòng)問題分析

齊改霞1,2

(1.長(zhǎng)城汽車股份有限公司技術(shù)中心，河北保定 071000；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北保定 071000 )

半軸總成的功能是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪,驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng),承受地面?zhèn)鬟f給車輪的作用力。半軸晃動(dòng)將導(dǎo)致整車操穩(wěn)性差，嚴(yán)重時(shí)半軸脫出, 直接影響駕駛員生命安全。針對(duì)某款汽車半軸總成晃動(dòng)問題，經(jīng)理論核算、工藝分析、DOE分析，發(fā)現(xiàn)其存在的缺陷，對(duì)半軸總成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及裝配工藝進(jìn)行優(yōu)化。

半軸；晃動(dòng)；理論核算；DOE分析

0 引言

半軸總成是后橋驅(qū)動(dòng)力傳遞的關(guān)鍵元件，其可靠性直接關(guān)系到行車安全。而半軸總成由半軸、軸承、油封座、擋圈等零部件組成，半軸總成設(shè)計(jì)或裝配不良時(shí)直接影響整車安全性。作者結(jié)合實(shí)際情況，針對(duì)某款車型因半軸擋圈厚度問題導(dǎo)致的半軸晃動(dòng)現(xiàn)象，從理論受力、裝配工藝、試驗(yàn)驗(yàn)證等方面進(jìn)行分析與研究。

1 問題描述

對(duì)某款新開發(fā)的具備整體式后驅(qū)動(dòng)橋的試驗(yàn)車進(jìn)行耐久性能試驗(yàn)時(shí)，駕駛員感覺后輪軸向晃動(dòng)，整車操控不穩(wěn)定。將底盤升起發(fā)現(xiàn)車輪與半軸的連接沒有問題，但車輪和半軸總成整體有晃動(dòng)問題，最大晃動(dòng)幅度3 mm。經(jīng)拆解發(fā)現(xiàn)半軸擋圈脫出，軸承及油封座發(fā)生軸向位移，導(dǎo)致半軸軸向躥動(dòng)，進(jìn)而引起車輪和半軸晃動(dòng)。

2 擋圈受力分析

為解決該晃動(dòng)問題，根據(jù)實(shí)際情況核算半軸總成承受的最大側(cè)向力；采用沖壓拉伸、沖壓翻邊模式搭建力學(xué)模型，將擋圈脫出力與半軸總成承受的最大側(cè)向力對(duì)比，分析對(duì)擋圈脫出的影響。

擋圈與半軸總成結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 半軸總成示意圖

2.1 半軸總成承受的最大側(cè)向力計(jì)算

根據(jù)汽車受力情況，半軸受的最大側(cè)向力發(fā)生在汽車側(cè)滑時(shí)，此時(shí)左、右輪的側(cè)向力分別為：

根據(jù)整車參數(shù)核算得出：整車側(cè)滑時(shí)，半軸承受側(cè)向力為16 kN。由于半浮式后橋軸承受彎矩和轉(zhuǎn)矩，應(yīng)力狀況復(fù)雜(承載隨道路條件和駕駛員的操作習(xí)慣變化，振動(dòng)和沖擊力作用在半軸上，為脈沖載荷)，按照《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第3卷第19篇，將安全系數(shù)取2.5。半軸晃動(dòng)或斷裂將造成重大交通事故，所以將安全系數(shù)加大一倍取5，則半軸總成承受的最大側(cè)向力為：16×5=80 kN。這是一種經(jīng)驗(yàn)算法，在受力最大的基礎(chǔ)上留一定安全裕度。

2.2 擋圈受力分析

(1)當(dāng)油封座存在1×45°倒角時(shí)，估算擋圈軸向脫出力。擋圈示意圖見圖2。

圖2 擋圈示意圖

由于擋圈脫出前，變形狀態(tài)與沖壓拉伸或沖壓翻邊初始變形狀態(tài)類似，所以按照《沖壓手冊(cè)》第四章第十二節(jié)拉深力和拉深功、第五章第一節(jié)翻邊中的力學(xué)模型分別估算擋圈脫出力。擋圈受力后向下彎曲變形，變形過程如圖3所示。

圖3 沖壓拉伸、翻邊受力簡(jiǎn)圖

具體核算過程如下：

核算方法一：按照沖壓拉伸模式估算擋圈脫出力。

F=kπ(D-d1)tσb

式中：D為毛坯直徑,D=52.8 mm；d1為拉伸件底面中徑,d1=45.42 mm；k為系數(shù)，k取1；t為料厚，t=2.1 mm；σb為材料的抗拉強(qiáng)度，65Mn的抗拉強(qiáng)度σb=980 MPa。

代入公式得出F=47.7 kN。

核算方法二：按沖壓翻邊力模式估算擋圈脫出力。

F=1.1π(D中-d0)tσs

式中：D中為翻邊后，擋圈外邊緣中點(diǎn)直徑，D中=51.08 mm；σs為材料屈服強(qiáng)度，65Mn材料的屈服強(qiáng)度σs=785 MPa；t為料厚，t=2.1 mm；d0為翻邊前毛坯孔徑，d0=43.3 mm。

代入公式可得F=44.3 kN。

上述兩種算法所得結(jié)果非常接近，通過取平均值的方法初步確定脫出力，即當(dāng)油封座內(nèi)孔有1×45°倒角時(shí)，擋圈脫出力的最大值約等于上述兩者的均值：

(47.7+44.3)÷2=46 kN

(2)當(dāng)油封座孔口無倒角時(shí)，擋圈受剪切力，所以按剪切計(jì)算：

F=1.2Ltτb

式中：L為剪切力作用弧長(zhǎng)，L=π×45-16=125.37 mm(注：開口寬度16 mm，剪切作用直徑45 mm)；τb為65Mn剪切強(qiáng)度，τb=570 MPa(許用應(yīng)力)。

代入得：F=1.2×125.37×2.1×570=180.1 kN。

據(jù)以上計(jì)算結(jié)果可知：當(dāng)油封座內(nèi)孔存在1×45°倒角時(shí)，擋圈脫出力46 kN小于最大側(cè)向力80 kN,軸承內(nèi)圈和油封座與半軸過盈連接力小于34 kN(80 kN-46 kN)時(shí)，擋圈存在脫出隱患；當(dāng)油封座內(nèi)孔不存在倒角時(shí)，擋圈發(fā)生剪切而不會(huì)被擠壓脫出，擋圈可承受180.1 kN的剪切力，大于最大側(cè)向力80 kN，不存在脫出隱患。

3 裝配工藝問題

為徹底解決擋圈脫出問題，對(duì)擋圈尺寸、裝配工藝等方面進(jìn)行深入排查，發(fā)現(xiàn)問題如下：

3.1 擋圈裝配工藝問題

工藝規(guī)定：軸承、油封座與半軸壓裝后，測(cè)量油封座與半軸端面之間的距離h(如圖4所示)，在厚度分別為2.1、2.2、2.3、2.4 mm的4組擋圈中選擇1個(gè)擋圈裝配到槽中，要求擋圈端面與油封座端面的間隙不大于0.1 mm。由于擋圈厚度的組差為0.1 mm，為了滿足“間隙不大于0.1 mm”的要求，所選擋圈厚度尺寸偏大，且未考慮擋圈平面度偏差。當(dāng)所選擋圈厚度加其平面度偏差大于測(cè)量尺寸h時(shí)，擋圈裝配后的姿態(tài)如圖4所示。這種姿態(tài)不能保證擋圈完全“落槽”，且目視不易檢測(cè)擋圈狀態(tài)，在半軸總成承受較大的側(cè)向力時(shí)，擋圈脫出問題發(fā)生。

圖4 擋圈未裝配到位的狀態(tài)

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)上述原因分析，進(jìn)行故障再現(xiàn)試驗(yàn)。試驗(yàn)直接由成品零部件裝配后使擋圈處于不完全“落槽” 狀態(tài)和完全 “落槽”狀態(tài)，試驗(yàn)結(jié)果如表1所示。

表1

3.3 問題整改

適當(dāng)增加擋圈厚度分組的組數(shù)，在半軸總成裝配時(shí)，使選擇擋圈厚度加擋圈平面度小于測(cè)量需求值(如實(shí)際測(cè)量油封座與半軸端面之間的距離為2.25 mm，則選擇2.2 mm的擋圈進(jìn)行裝配)。裝配完成后增加“用工具撥動(dòng)擋圈能使其轉(zhuǎn)動(dòng)”的檢測(cè)，可確保擋圈完全裝配到位。

4 進(jìn)一步DOE驗(yàn)證

對(duì)其他影響擋圈脫出的因素進(jìn)行分析，這些因素主要有：油封座內(nèi)側(cè)倒角、擋圈裝配工藝、擋圈材質(zhì)、硬度等。經(jīng)評(píng)審，決定采用3因子2水平的正交試驗(yàn),驗(yàn)證油封座倒角及擋圈裝配工藝對(duì)擋圈脫出力的影響。設(shè)定6種方案，每種方案驗(yàn)證5組數(shù)據(jù)，求脫出力平均值。

確定響應(yīng)變量、試驗(yàn)因子和水平，并編制因子、水平表，見表2。

表2

5 結(jié)論

通過理論計(jì)算和試驗(yàn)驗(yàn)證發(fā)現(xiàn)當(dāng)擋圈處于裝配不良時(shí)，在側(cè)向力作用下會(huì)按拉伸(或翻孔)狀態(tài)產(chǎn)生脫出失效，擋圈能提供的軸向固定力遠(yuǎn)小于剪切力，導(dǎo)致半軸產(chǎn)生軸向位移，車輛行駛時(shí)半軸晃動(dòng)。通過試驗(yàn)對(duì)比，在改善裝配工藝后，半軸擋圈脫出問題未再發(fā)生，問題得到解決。

【1】劉維信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.

【2】王文斌.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

【3】王孝培.沖壓手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

Analysis and Research on the Semiaxles Shake Problems

QI Gaixia1,2

(1.Technical Center, Great Wall Motor Company Limited, Baoding Hebei 071000,China;2.Automotive Engineering Technical Center of Hebei,Baoding Hebei 071000,China )

The function of axle shaft assembly is to receive the torque from differential and transfer it to the wheels which are driven to rotate, and also to bear the applied force from ground to the wheels. The axle shaft shaking will result in a bad vehicle controllability and stability. More seriously, if the axle shaft runs out, it will directly affect the driver’s life safety.Aiming at the axle shaft shaking of a certain car, through theoretical calculation, process analysis and DOE analysis, the existing defects were found out, the structure design and assembly process of the axle shaft assy were optimized.

Axle shaft ; Shake ; Theoretical calculation; DOE analysis

2017-01-05

齊改霞(1979—)，女，本科，工程師，研究方向?yàn)槠嚨妆P產(chǎn)品和過程研發(fā)。E-mail:dpxjskf@gwm.cn。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.04.015

U463.82

A

1674-1986(2017)04-059-03