微型客車轉(zhuǎn)向器安裝的緊固件扭矩設(shè)計(jì)計(jì)算及驗(yàn)證

呂祥 韋錦佳 徐百雙

1.廣西艾盛創(chuàng)制科技有限公司 廣西柳州市 545616 2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州市 545007)

1 引言

傳統(tǒng)的緊固件扭矩設(shè)定通常是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取的，對汽車不同部位的螺紋緊固件使用實(shí)際情況，沒有明確的摩擦性能要求。汽車轉(zhuǎn)向器工作時受限于整車前軸載荷，將轉(zhuǎn)向時作用于轉(zhuǎn)向器的各種力和力矩傳遞到副車架上，承受著路面不平引起的沖擊和振動。微型客車由于載荷比較大，經(jīng)常行駛在不好的路況上，動載系數(shù)比較大，扭力衰減的情況經(jīng)常發(fā)生，占據(jù)了實(shí)際道路試驗(yàn)和售后的扭力衰減緊固件的絕大多數(shù)，其扭矩設(shè)計(jì)非常重要。如按照經(jīng)驗(yàn)和QC/T 518-2013選取往往達(dá)不到設(shè)計(jì)的要求，出現(xiàn)扭矩衰減或螺栓被拉長等問題。另外，由于對裝配質(zhì)量要求的提高，螺紋連接可靠性的提高，傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)選取扭矩已經(jīng)達(dá)不到要求。本文依據(jù)轉(zhuǎn)向器的具體受力情況及動載荷，結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和摩擦系數(shù)等，詳細(xì)介紹了其扭矩的設(shè)計(jì)計(jì)算，并介紹了驗(yàn)證方法。

2 螺栓的受力分析

2.1 符號定義

2.2 基本參數(shù)

某車型轉(zhuǎn)向器選定安裝緊固螺栓參數(shù)：

六角法蘭頭螺栓：M12*1.25-8.8，dw≥22.5mm，da≤13.7mm，d2=11.188mm（min）

全 金 屬 法 蘭 螺 母：M12*1.25-10，dw≥23.8mm，da≤13mm，d2=11.188mm（min）

支承面安裝孔內(nèi)徑：dh=φ12.5~φ13 mm

2.3 裝配示意圖

下圖2是轉(zhuǎn)向器與副車架連接，屬于典型的摩擦型承受剪切力的類型，螺栓主要受到徑向的剪切力F。

螺栓軸向與X軸、Y軸夾角90°，與Z軸夾角0°，螺栓受力分析如下：

表1

圖1 六角法蘭面螺栓

圖2 轉(zhuǎn)向器與副車架連接剖視圖

根據(jù)ADAMS仿真數(shù)據(jù)，在螺栓受力最大工況下，此時FX=188.18N，F(xiàn)Y=1170.70N，代入?yún)?shù)計(jì)算得：F=1186N。

3 螺栓預(yù)緊力的確定

螺栓預(yù)緊力對螺紋連接副的可靠性和疲勞壽命有很大的影響。預(yù)緊力越大，可靠性越好，疲勞壽命也越長，但較大的預(yù)緊力可能導(dǎo)致螺栓和支承面，以及夾層的破壞。所以預(yù)緊力的選取很重要。一般按照不滑移條件確定螺栓的預(yù)緊力，但考慮到螺栓實(shí)際受力情況和安全系數(shù)，按照經(jīng)驗(yàn)，螺栓預(yù)緊力Ff取保證載荷Fp的50%~70%。即

保證載荷Fp是根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB/T3098.1-2010查出。有：26700N≤Ff≤37380N。

4 摩擦系數(shù)的確定

摩擦系數(shù)是影響扭矩的最大因素。一般螺紋副裝配中，施加的扭矩T可以分為三部分，其中49%用于克服與支承面的摩擦力，40%用于克服螺紋副之間的摩擦力，用于螺栓的預(yù)拉力只占11%。摩擦系數(shù)分為螺紋摩擦系數(shù)μs和支承面摩擦系數(shù)μw，對扭矩起著至關(guān)重要的作用。所以必須首先確定摩擦系數(shù)。

本文選用六角法蘭頭螺栓和螺母表面達(dá)克羅處理，螺紋摩擦系數(shù)μs是0.10~0.16，螺母和支承面摩擦系數(shù)μw是0.10~0.16。如果條件允許，分批抽取螺栓測量實(shí)際摩擦系數(shù)。為保證螺栓緊固防松可靠，計(jì)算緊固扭矩時取μs=μw=0.16。

5 扭矩系數(shù)的計(jì)算及驗(yàn)證

摩擦系數(shù)是影響扭矩系數(shù)的主要因素，扭矩系數(shù)是摩擦系數(shù)的增函數(shù)。K值主要取決于μs和μw，對于標(biāo)準(zhǔn)螺栓來說，尺寸大小對K值的影響是很小的。按照下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：

式中：

由于扭力是打在螺母一側(cè)的，將螺母 的dw=23.8mm， 以 及dh=12.5mm，P=1.25mm，d=12mm，d2=11.188mm，=30°，μs=μw=0.16代入上式得：

K=0.228

上面的計(jì)算是對應(yīng)于理想的螺紋副連接，實(shí)際上扭矩系數(shù)不可避免的存在離散性，所以會存在一定的偏差。扭矩系數(shù)是反映螺紋連接副摩擦性能的綜合參數(shù)，影響因素很多。所以，扭矩系數(shù)最好結(jié)合具體情況通過實(shí)驗(yàn)來驗(yàn)證。如果條件允許，分批抽取螺栓測量扭矩系數(shù)。

6 扭矩計(jì)算及驗(yàn)證

6.1 緊固扭矩計(jì)算

緊固扭矩計(jì)算公式如下：

將相關(guān)參數(shù)代入得：

Tfmin=K*Ffmin*d=0.228*26700*0.012=73N.m

Tfmin=K*Ffmin*d=0.228*37380*0.012=103N.m

6.2 預(yù)緊力驗(yàn)證。

最小預(yù)緊力要滿足下式：

式中F為上文求得的徑向力（剪切力）。

代入μw＝0.17，F(xiàn)fmin=26700N 得：

μwxFfmin=4539N＞F=1186N

所以預(yù)緊力滿足要求。

6.3 螺栓強(qiáng)度驗(yàn)證

該螺栓同時承受著拉應(yīng)力和剪切應(yīng)力，按第三強(qiáng)度理論，螺栓強(qiáng)度要滿足下式：

因?yàn)楸疚淖畲箢A(yù)緊力是按照保證載荷的70%來取的，即：

σmax=0.7*ξ*σs=0.64σs

式中ξ為保證應(yīng)力比，按照下表查出：

所以螺栓強(qiáng)度是滿足要求的。

6.4 支承面強(qiáng)度驗(yàn)證

組合襯套和副車架支承面的接觸面積最?。▓D2a部位）為最危險部位。該部位承受壓應(yīng)力，應(yīng)力應(yīng)滿足下式：

表2 保證應(yīng)力比

式中：

[σ]為支撐面材料的許用應(yīng)力，支撐面材料的屈服強(qiáng)度為305MPa。

將 Ffmax=50750N，dwmin=20.5mm，dhmax=13mm代入得：

Amin=197mm^2

σmax=257MPa＜305MPa

所以支承面強(qiáng)度滿足要求。

6.5 隔套強(qiáng)度驗(yàn)證

該部位也是承受壓應(yīng)力，應(yīng)力應(yīng)滿足下式：

[σ]為隔套材料的許用應(yīng)力，隔套材料的屈服強(qiáng)度為305MPa。

將 Ffmax=50750N，dwmin=23mm，dhmax=15mm代入得：

Amin=239mm^2

σmax=213MPa＜305MPa

所以隔套強(qiáng)度滿足要求。

7 最終緊固扭矩確定

螺栓緊固，一般選用原則是法蘭頭螺栓配法蘭螺母。按照上面計(jì)算，支承面滿足強(qiáng)度要求。如果不滿足，一般有以下兩種解決方案。方案一：增大組合襯套與支撐面的面積，即增大組合襯套外徑使壓應(yīng)力小于支撐面的屈服強(qiáng)度，該方案成本增加較大。方案二：降低計(jì)算的扭矩值上限，這樣導(dǎo)致螺紋預(yù)緊力降低，影響了防松效果，所以需要采取防松措施，如涂防松膠或采用具有防松功能的螺母等。

初始扭矩為73NM~103NM，在實(shí)際螺栓緊固中，為增大支承面強(qiáng)度安全系數(shù)，加強(qiáng)螺栓緊固防松，采用方案二，適當(dāng)降低扭矩上限值，法蘭頭螺栓涂防松膠。在車間按照最終扭矩值75NM~95NM來驗(yàn)證裝車，并在耐久路試車上按照該扭力實(shí)施驗(yàn)證，都通過了驗(yàn)證。

8 結(jié)語

本文根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的具體實(shí)際受力情況及動載荷，結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和摩擦系數(shù)等，詳細(xì)介紹了其扭矩的設(shè)計(jì)計(jì)算，并介紹了驗(yàn)證方法。以轉(zhuǎn)向器與副車架的某連接螺栓的扭矩設(shè)計(jì)為例計(jì)算，并通過實(shí)車驗(yàn)證方法的可行性。其他汽車部位的緊固件也可以按照本文的方法來計(jì)算扭矩，只是不同的部位結(jié)構(gòu)和受力情況不一樣，對預(yù)緊力也有著不同的要求。

本文討論的是8.8級及以下強(qiáng)度等級的螺栓扭矩設(shè)計(jì)計(jì)算。對于8.8級以上的螺栓，采用的是扭矩+轉(zhuǎn)角法擰緊的，而8.8級及以下的螺栓普遍采取扭矩法擰緊。另外對于8.8級以上的螺栓還要考慮一些安全系數(shù)（如螺栓非均勻系數(shù)等）。其扭矩設(shè)計(jì)計(jì)算也會稍有不同。

本文的計(jì)算方法和公式也可用于緊固件的規(guī)格選取和設(shè)計(jì)，只是目的和已知條件不同而已。