Исследование прочности ведущего фланца переднего моста полноприводного автомобиля

Д-р техн. наук , канд. техн. наук ,

, КамПИ

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЧНОСТИ ВЕДУЩЕГО ФЛАНЦА ПЕРЕДНЕГО МОСТА ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ

Надёжность сложной технической системы определяется на­дёжностью, её составных элементов. Существенно низкая надёжность одной детали, по срав­нению с другими, может резко ухудшить эксплуатационные возможности всей технической системы. Таким элементом в цепи трансмиссии переднего моста автомобиля КамАЗ-4310 в период освоения массового выпуска оказал­ся ведущий фланец (рис.1а), медианная долговечность которого по данным эксплуатации составляла всего 38,5 тыс. км пробега. Раз­рушение фланцев происходило в зоне перехода ступицы в тело фланца. Если учесть, что, ресурс до капитального ремонта авто­мобиля нормировался на уровне 175 тыс. км и общие затраты на устранение данного от­каза составляла 18 рублей на один случай разрушения фланца, то станет ясна важность исследований, направленных на повышение долговечности этой детали.

С целью оценки нагруженности ведущего фланца было проведено его режимометрирование в дорожных условиях. Для этого в зоне перехода ступицы во фланец на него были наклеены 6 тензодатчиков, два из которых предназначались для измерений напряжений изгиба, остальные - крутящего момента. Тензодатчики предварительно тарировались по нагрузкам и крутящим моментам в стендовых условиях. Регистрация нагрузок производилась с помощью осциллографа K-I2-22, а регистрация информации при длительном процессе нагружения и её статисти­ческая обработка по методу полных циклов осуществлялась многоканальным клас­сификатором типа KS-I6Т. Нагруженность фланца исследовалась при движении гружёного автомобиля балластом массой 6 тонн по булыжной, грун­товой, бетонной и асфальтовой дорогах. Записи на­гружения проводились при движении автомобиля по синусоиде на грунтовой и асфальтовой дорогах. До начала испытаний было предположение, что люфт ступицы колеса может привести к возникновению на фланце напря­жения изгиба, поэтому записи велись при номинально затянутой гайке подшипника ступицы и при ослабленной. Осевой люфт в подшипниках при этом составлял 2 мм.

Исследования показали, как и предполагалось, что макси­мальный крутящий момент на ведущем фланце возникает при рез­ком трогании гружёного автомобиля на I передаче на сухом асфальте. По результатам, приведённым в табл.1 видно, что крутящий момент достигал значения 15,2 кН·м, а скорость нарастания деформации 6·102 с-1 .

Таблица 1

Максимальные крутящие и изгибающие моменты на ведущем фланце

при резком трогании с места

Тип дороги	Условие испытания	Мкр, кН·м	Миз, кН·м
1. Сухой асфальт	Номинальная затяжка подшипников	15,20	0,47
2. Сухой асфальт	Осевой люфт ступицы	15,02	0,75
3. Влажный асфальт	Осевой люфт ступицы	12,0	1,12

Рис.1. Ведущий фланец автомобилей: а) КамАЗ-4310; б) ЗИЛ-157К;

1, 2 - тензодатчики

Величина скорости нарастания деформаций входит в область квазистатических, поэтому максимальный крутящий момент можно сопоста­вить с результатами испытаний фланца на прочность при статическом нагружении, при которых, момент соответствующий пределу про­порциональности, в среднем равнялся 16,0 кН·м, а угол закручи­вания 16,4°. Разрушение фланца происходило при крутящем момен­те 26...28 кН·м, а угол закручивания достигал 33°...40°. Эти данные показывают о достаточной прочности ведущего фланца при статическом нагружении. Однако надо учитывать, что запас прочности по текучести равен всего 1,05, следовательно, в эксплуатации на исключается пластическое деформирование фланца, например, при трога­нии гружёного автомобиля на подъёме. Было установлено, что максимальная нагруженность крутящим моментом не зависит от осевого люфта ступицы переднего колеса.

Изгибающий момент, при трогании с места достигает 1,12 кН·м, а максимальные значения, достигающие 2,4 кН·м, были зарегистрированы при движении автомобиля с осевым люфтом ступицы на поворотах с большим боковым креном. Ослабление затяжки гайки подшипника приводит к увеличению изгибающего момента фланца в 1,5...2 раза, крутящий момент при этом практически не меняется.

Расчёты на долговечность деталей, составление блок-прог­рамм для ускоренных стендовых ресурсных испытаний могут осуществляться на основе режимометрирования детали в составе ав­томобиля в характерных дорожных условиях. Целью этих испытаний является составление функции распределения амплитуд напряжений в виде смешанного блока нагружения, которая учитывает регламен­тируемые факторы нагружения (тип дороги, нагрузка, скорость движения и т. д.) и относительное время эксплуатации автомобиля в регламентируемых условиях. Методика составления функций распределения амплитуд напряжений подробно описана в работе [, , Гусенков деталей машин и конструкции на прочность и долговечность. М.: Машиностроение, 19с.]. Пользуясь данной методикой по графикам нагрузочных режимов фланцев изгибающим и крутящим моментом при вышеприведённых условиях и по статистическим данным относительной доли времени пробега автомобиля в различных условиях, приведённым в табл.2, была построена функция распределения, амплитуд эквивалентных напряжений смешанного блока нагружения ведущего фланца при нормальной затяжке подшипников ступицы.

Таблица 2

Доля времени пробега автомобиля в различных дорожных условиях

Тип дороги	Относительное время пробега на данной дороге, Рк
1. Асфальто-бетонная дорога	0,15
2. Грунтовая дорога	0,40
3. Булыжная дорога	0,40
4. Движение по синусоиде на грунтовой дороге	0,05

Эквивалентные напряжения определялись для каждого условия эксплуатации по теории прочности Мора. Полученные резуль­таты были использованы для расчёта усталостной долговечности фланца в вероятностном аспекте с использованием корректированной гипотезы линейного суммирования усталостных повреждений [1]. При расчётах были использованы следующие характеристики сопротивления усталости ведущего фланца, изготовленного из стали 40X, полученные при стендовых испытаниях: предел выносливости по касательным напряжениям τ-iд = 80 МПа; коэффициент вариации предела выносливости vτ-iд=0,2; базовое число циклов нагружения NG = 2,1·106; показатель наклона кривой усталости m=6,5.

Максимальное эквивалентное напряже­ние равнялось 118 МПа, а её коэффициент вариации - 15%. В результате расчётов была получена медианная долговечность равная 48,6 тыс. км пробега, что на 20% больше, чем эксплуатационная медианная долговечность. Это несоответствие можно объяснить тем, что расчёты велись из условия отсутствия люфта ступицы
колеса, что в эксплуатации практически не выполняется. Выше было сказано, что появление люфта в ступице колеса приводит к повы­шению нагруженности изгибающим моментом ведущего фланца. По методике, изложенной в работе [1], по результатам расчёта была построена функция распределения ресурса ведущего флан­ца.

Для повышения усталостной долговечности ведущего фланца радиус галтели (см. рис.1а) был увеличен до 10 мм. Эффектив­ность данного мероприятия была исследована поляризационно-оптическим методом с помощью полярископа модели 30 фирмы «Фотоластик». На фланец, рассечённый плоскостью по продольной оси наклеивали фотоупругий элемент типа PS - IB, толщиной 2 мм с относительной ценой полосы ρ = 0,89·103. Образец нагружался изгибающим моментом на стенде и по картине напря­жённого, состояния были определены порядки полос в зоне концентрации напряжений и в удалённой от неё на 10….15 мм, от­ношения которых и представляли коэффициенты концентрации на­пряжений, которые приведены в табл.3.

Таблица 3

Влияние радиуса галтели ведущего фланца на коэффициент

концентрации напряжений

Величина радиуса перехода, мм	Нагрузка, кН	Порядок полос	Кσ
номинальный	максимальный
4	0,06 0,9	0,5 0,75	1,9 2,52	3,80 3,36
6	0,6 0,9	0,5 0,75	1,74 2,28	3,48 3,04
10	0,6 0,9	0,5 0,75	1,1 1,7	2,20 2,26

Как видно из табл.3, коэффициент концентрации напряжений с увеличением радиуса перехода снижается. При увеличении радиуса перехода R с 4 до 6 мм Кσ снижается на 8%; с 4 до 10 мм - на 42%. Было рекомендовано увеличить радиус перехода фланца в ступицу до 10 мм, однако коэффициент концентрации напряжения остаётся довольно высоким. Сопротивление усталости фланцев с радиусом перехода 10 мм при испытании на сервогидравлическом крутильном пульсаторе МТS-914.52 (США) по отнулевому синусоидальному циклу с размахом 12 кН·м и частотой 3 Гц было на 25% выше, чем у фланцев с радиусом перехода 4 мм. Число циклов до разрушения серийных флан­цев по трём образцам составило 314·103 циклов, а для фланцев с радиусом перехода 10 мм равнялось 393·103 циклов.

При статическом испытании на кручение ведущего фланца в комплексе с наружным кулаком шарнира равных угловых скоростей было замечено, когда торцевые поверхности фланца и кулак шар­нира находились в одной плоскости или кулак шарнира выступал наружу, всегда разрушался зев кулака при моменте 30...32 кН·м, а когда наружный кулак устанавливался со смещением на 5...6 мм внутрь фланца, разрушался ведущий фланец. При этом срезалась ступица по радиусу перехода во фланец идентично разрушению в условиях эксплуатации. На автомобиле, действительно, кулак шарнира смещён на 5 мм внутрь фланца, что по мнению авторов нерационально с точки зрения использования несущей способности фланца. Для повышения ресурса фланца в эксплуатации было предложено развить тело фланца в виде ступицы на 10 мм от свободного торца фланца и удлинить наружный кулак шарнира на 15 мм, как это сделано на ведущем фланце автомобиля ЗИЛ-157К (см. рис.1б). Для разгрузки фланца от изгибающего момента на столько же можно уко­ротить его шлицевую ступицу. Эти мероприятия дают возможность передавать крутящий момент от наружного кулака непосредственно к телу фланца, а не через ступицу, как в существующей конст­рукции.

По результатам исследований можно сделать вывод, что осевой люфт ступицы колеса приводит к увеличению напряжений, изгиба фланца, что особенно заметно, при поворотах автомобиля. При этом изгибающие моменты в 1,5…2 раза выше, чем при прямолинейном движении. Максимальная амплитуда крутящих моментов при движении по различным дорогам отличается незначительно, зависит в основном от условий движения. Ослабление гайки крепления подшипника не оказывает влияния на нагруженность фланца крутящим моментом. Осевой люфт ступицы связан в основном с износом подшипников ступицы и его посадочных поверхностей, т. к. самопроизвольное отвинчивание гайки практически исключается, поэтому необходимо систематически проверять затяжку подшипников ступицы переднего колеса.

Комплексное исследование узлов и деталей в дорожных и стендовых условиях является эффективным фактором в повышении надежности автомобилей на этапе их доводки.