某法兰盘紧固结构的优化设计研究

杨小龙　牟翌飞

摘要：为提高变速器输入端法兰盘紧固结构的放松性能，在原有结构更改最小的情况下，根据理论分析和试验验证，在原结构和零部件不变的情况下增加一组洛帝牢NL16防松垫圈，可以有效减少轴向预紧力的衰减，在复杂的运行环境中保持更高的轴力，防止系统松动。

关键词：输入联接机构；法兰盘；螺栓；摩擦系数；轴向预紧力

变速器与发动机采用分体联接形式时，变速器与发动机之间通过传动轴来传递动力，变速器的输入端需要采用法兰盘的结构与传动轴的联接，实现动力的传递和输入。法兰盘在传递动力的同时还要承受来自传动轴的振动冲击，所以法兰盘的紧固结构和形式尤为重要。

变速器输入联接机构

某变速器输入端联接机构由前端盖、输入法兰、输入适配器及轴承等零件组成，传动轴传递的动力经由输入端法兰、适配器和柔性盘将动力传至变速器液力变矩器，如图1a所示。图中法兰盘通过螺栓和压板紧固于适配器花键轴上，该紧固螺栓位于法兰和花键轴运动旋转的中心线上，它只起安装紧固作用不传递扭矩。变速器输入联接端法兰盘的安装紧固结构如图1b所示，采用M16、10.9级Q150B1660TF61螺栓和压板将法兰盘与输入适配器花键轴紧固。

螺栓松动断裂原因分析

该变速器输入联接机构批量使用运行一段时间后，个别车辆出现了紧固法兰盘螺栓松动断裂的故障，如图2所示。

故障件螺栓头支承面和螺栓头下圆角磨损情况与正常螺栓对比可以看出，螺栓在断裂前螺纹面和支承面已产生相对滑动造成了螺栓的旋转松动，同时取出花键轴螺纹孔内的断裂螺栓时可以轻松地旋出。螺栓松动后轴向预紧力降低，螺栓应力幅增大，疲劳寿命缩短，进而造成螺栓疲劳断裂。

正常情况下，当变速器工作时，输入联接机构承载着从发动机经传动轴传递过来的扭矩载荷、旋转转动、振动冲击等，由法兰及输入适配器将动力传递至柔性盘及变矩器。法兰盘由紧固螺栓和压板与输入适配器花键轴联接，紧固螺栓位于法兰和花键轴运动旋转的中心线上，它只起安装紧固作用不传递扭矩。动力系统是发动机经传动轴将动力及扭矩传递至法兰盘，法兰不但要承受交变的扭矩载荷，还要承受传动系统的振动冲击以及车身传递给壳体的振动，所以该联接系统的工作环境很复杂。由于紧固螺栓本身的客观物理参数以及紧固结构，在这样的复杂运行工况下系统松动的风险很大。在法兰施加的扭转载荷作用下，这个系统受到顺时针和逆时针扭矩的交替作用，在螺栓的支承面和螺纹面产生了相对旋转滑动，这样的滑动重复多次后螺栓就会出现旋转松动，产生松动后螺栓的轴向预紧力降低，应力幅增大疲劳强度降低，进而造成螺栓的疲劳断裂。

根据紧固螺栓产生旋转松动的条件理论校核分析，在法兰施加的扭转载荷作用下，这个系统在运行过程中受到顺时针和逆时针扭矩的交替作用，在法兰和压板及螺栓之间发生了相对旋转滑动，进一步分析是在螺栓的支承面还是其螺纹面产生了相对旋转滑动。

设螺栓的轴向预紧力为F，在螺纹面产生滑动所需要的扭矩为T_S，在支承面产生滑动所需要的扭矩为T_w，根据推导两个扭矩可用下式计算：

根据以上分析，摩擦系数μ＜0.22时，就满足式3和式4，满足产生旋转松动的条件，该紧固螺栓就存在旋转松动的风险。在现实中螺栓螺纹摩擦系数μS和支承面摩擦系数μ_w小于0.22是很容易实现的，是大概率的，所以存在螺栓松动的风险。

故障发生后在试验台上对螺栓Q150B1660TF61的摩擦系数进行了试验测试（见图3），具体数据如图4所示。

从测试的12个螺栓样本数据看，摩擦系数都小于0.22，说明该联接系统松动风险高。在实车运行工况下，受到来自传动系统的扭矩载荷及振动冲击，如果该紧固螺栓螺纹和支承面一旦产生往复的相对滑动，该螺栓就会出现单向的旋转松动。

优化设计方案

1.优化分析

螺栓旋转松动的原因都是被联接件发生往复的相对滑动，因此要防止螺栓旋转松动措施是限制被联接件之间的相对滑动。基于系统摩擦理论可以增大轴向预紧力采用大直径螺栓，增加螺栓数量，增加被联接件接触表面的摩擦系数，增加销、键或卡环，降低系统载荷和振动冲击等方式实现。为减少更改，根据旋转松动的系统摩擦理论通过更换法兰面螺栓来降低松动的风险，根据相应的理论进行了分析，并对六角头螺栓和法兰面螺栓进行防松试验对比。

根据上面的校核分析，Q1841660TF61螺栓的相关参数如下：d₂=14.701mm；d_w=24.45mm；P=2mm；α=30°，cosα=0.866。将以上参数代入式3中得：

在这里设定μ_S=μ_w=μ时，可得μ＜0.085。即摩擦系数μ＜0.085时，该紧固螺栓就存在旋转松动的风险。在现实中螺栓螺纹摩擦系数μ_S和支承面摩擦系数μw小于0.085是不容易实现的。

在试验台上对螺栓Q1841660TF61的摩擦系数进行了试验测试，具体数据如图5所示。

从测试的12个样本数据看，没有μ＜0.085的情况，说明现实条件的摩擦系数不能满足式3，系统松动的风险降低。

2. 紧固件横向振动试验

通过紧固件横向振动试验对六角头螺栓、法兰面螺栓防松性能进行对比测试，具体试验情况如下。

1）试验1为Q150B1660TF61螺栓横向振动试验。振动次数2000次，振幅0.5mm，振频12.5Hz。Q150B1660TF61螺栓的测试情况及数据如图6、图7所示。

2）试验2为Q1841660TF61螺栓横向振动试验。振动次数2000次，振幅0.5mm，振频12.5Hz。Q1841660TF61螺栓的测试情况及数据如图8、图9所示。结合两种螺栓的测试数据汇总的对比曲线如图10所示。

根据以上的试验数据对比分析，在试验条件相同的条件下，老状态的六角头螺栓Q150B1660TF61比新状态的法兰面螺栓Q1841660TF61轴力衰减的更早更快，衰减率更高。但是法兰面螺栓Q1841660TF61也有部分衰减及个别松动的现象。

3.优化试验

为进一步提高系统防松性能，在结构变化最小的前提下，结合相应的防松理论，在使用六角頭螺栓Q150B1660TF61的情况下，增加一组NL16洛帝牢垫圈来增大接触面的摩擦系数防止螺栓松动。对六角头螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢垫圈的组合，在试验条件相同的情况下，进行紧固件横向振动试验。

试验3为Q150B1660TF61+NL16洛帝牢垫圈横向振动试验：振动次数2000次，振幅0.5mm，振频12.5Hz。Q150B1660TF61+NL16的测试情况及数据如图11、图12所示。

结合上面六角头螺栓Q150B1660TF61和法兰面螺栓Q1841660TF61的试验数据，对三种状态的测试数据汇总的对比曲线如图13所示。

根据以上的试验数据对比分析，在试验条件相同的条件下，老状态的六角头螺栓Q150B1660TF61和法兰面螺栓Q1841660TF61轴力衰减率高，都有部分松动的现象。而六角头螺栓Q150B1660TF61+NL16洛帝牢垫圈的轴力衰减率很低，同时衰减到一定程度就不再衰减，没有松动的现象。

结合理论分析和试验验证，将紧固结构在六角头螺栓的基础上增加洛帝牢NL16防松垫圈，可以有效减少轴向预紧力的衰减，在复杂的运行环境中保持更高的轴力，防止系统松动。

结语

原法兰盘紧固结构采用一个六角头螺栓的紧固方案存在螺栓松动的风险。在原结构变化最小的情况下提高系统的防松性能，通过增加一组洛帝牢NL16防松垫圈方案来实现，经过紧固件横向振动试验，对比了三种方案的防松性能，从试验的数据对比分析可以看出，增加洛帝牢NL16防松垫圈的方案是有效的、合理的。

参考文献：

[1] 酒井智次. 螺纹紧固件联接工程[M].柴之龙，译.北京：机械工业出版社，2016.