汽車底盤螺紋連接體的設計應用

何丹丹

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州545007）

螺紋緊固件是極其重要且應用極其廣泛的基礎性通用零部件。如何應用這些零部件，各行業都積累了相當豐富的經驗，并總結上升成為自己的行業標準。對于大批量生產的汽車行業，現行標準就有QC/T 518—2007《汽車用螺紋緊固件緊固扭矩》，被其代替的前版是QC/T 518—1999《汽車用螺紋緊固件擰緊扭矩規范》，再往前追溯還有JB/T3677—1984《汽車用螺紋緊固件扭矩規范》等等。這些標準的發布和實施，對規范和指導汽車行業對螺紋連接體的設計應用，起到了積極的作用。

在汽車工程中，為了確保螺紋連接體的可靠性，實現其設計功能，應充分了解螺紋連接體的具體結構和負載，依據實際使用條件和強度計算，確定螺紋連接體的預緊力及擰緊扭矩。當然，借鑒已有的成功經驗是很有必要的。

1 設計案例

下面用案例細說螺紋連接體的設計。這些案例，都是微型汽車底盤的重要螺紋連接體，擰緊方法均采用扭矩法。

1.1 前懸架（麥費遜式）下擺臂內襯套與副梁（前軸）的螺紋連接體

被連接件是副梁和橡膠襯套總成；連接件是螺栓M10×1.25×75—9.8六角法蘭面螺栓—加大系列—B級)，螺母是六角法蘭面鎖緊螺母M10×1.25—10（GB/T6187—86）。

橡膠襯套總成的結構是由內襯套、外襯套和橡膠3部分組成：內襯套是壁厚較大的鋼管，內孔能穿過螺栓，內襯套的兩端面都有硬度足夠的尖齒；外襯套是薄壁鋼管，其外徑與下擺臂相應孔過盈配合；內外襯套間是橡膠，經硫化的橡膠將內外鋼襯套結合在一起。

整個螺紋連接體裝配好后，內襯套由于受到螺栓的軸力而將內襯套端面的尖齒嵌入副梁內，當下擺臂擺動時，內襯套則不能隨其擺動，只能將橡膠扭轉彈性變形而實現擺動。具體結構見圖1。

為實現設計功能，除了橡膠襯套有合適的扭轉剛度和足夠的壽命設計外，另一個要求就是橡膠襯套總成的緊固。在已確定了螺栓、螺母規格的前提下，余下的就是要確定螺紋緊固件的最小軸力和擰緊扭矩。采用估算螺紋磨擦系數μs和螺母端面的摩擦系數μw的最小值和最大值方法計算最小軸力和擰緊扭矩，擔心準確度不大。

圖1 前懸架（麥費遜式）下擺臂內襯套與付梁（前軸）的螺紋連接

為了解決這個問題，作了如下兩個模擬實驗：一個是確定最小軸力的實驗，第二個是螺紋緊固件擰緊扭矩實驗。

所謂最小軸力，是內襯套端面的尖齒嵌入副梁有足夠深度時（防止內襯套相對副梁轉動）的最小軸力。做這個實驗，采用符合設計的樣件（螺紋連接體）做擰緊實驗，就可以達到要求。經過擰緊實驗，扭矩達到55 N·m時，尖齒可嵌入副梁0.1 mm，估算出螺栓的軸力為2 900 N。在相同軸力作用下，尖齒的形狀和硬度會影響可嵌入的深度，尖齒的分布狀態會影響抵抗轉動的能力。尖齒的齒長（或齒線）呈輻射狀分布時，抵抗轉動的能力最強，但加工工藝復雜一些；呈平行線狀分布，抵抗轉動的能力差些，但加工工藝簡單些。尖齒的形狀和分布要求見圖2。

圖2 內襯套端面齒形

第二個實驗是按標準GB/T 16832.3—1997《螺紋緊固件擰緊試驗方法》進行的，試件的裝夾符合該標準的“試件裝夾示意圖”，采用B類實驗，板擰螺母方法。墊片是從實物（副梁）相應部位截取下來的。試驗做了10組，試驗結果見表1。

表1 下擺臂與前軸螺紋連接副緊固特性值

從試驗結果看，螺紋副摩擦系數μs和螺母端面摩擦數μw都偏小，相應的扭矩系數K也偏小。螺母端面摩擦系數μw偏小，是與副梁（前軸）表面電泳漆很光滑有關。但是，一致性較好。依據試驗確定最小軸力，參考擰緊試驗測量出來的有關數據，依據裝配現場使用的擰緊工具（風動板手先打緊，后用扭力板手擰到發響為止），采用中等擰緊精度，確定此螺紋副的擰緊扭矩為55～70 N·m。

1.2 下擺臂外端與轉向節連接的螺紋連接體

被連接件是壓裝在下擺臂上的球頭銷與轉向節，連接件是螺栓 M10×1.25×45-9.8（GB/T 5785-2000），螺母是 M10×1.25-9全金屬六角鎖緊螺母（GB/T 6186-2000）。具體結構見圖3。球頭銷上有讓螺栓穿過的環槽，轉向節上的球銷安裝孔與球銷軸徑是動配合，有微小的間隙。轉向節上裝球銷的孔被切開，以便用螺栓夾緊時，使孔變形而將球銷夾緊。螺栓穿過轉向節同時嵌入球銷的環槽，以防球銷從轉向節的孔中松脫出來，確保安全。為了實現夾緊球銷的功能，螺栓的最小軸力及其相應的最小擰緊扭矩，需要以實物做擰緊試驗來確定。實際試驗時以50 N·m的扭矩擰螺母，球銷就被牢靠地夾緊。擰緊扭矩為50 N·m時，估算軸力為29 000 N。設計取扭矩值為55～65 N·m。估算軸力為32 300～32 500 N。從標準GB/T 3098.1《緊固件機械性能》中查得：M10×1.25-9.8螺栓的保證載荷是40 400 N，最小拉力載荷是55 100 N，設計是安全可靠的。扭矩比k1==0.846，擰緊精度高于Ⅱ級。

圖3 下擺臂與轉向節的螺紋連接

1.3 車輪螺紋連接體

對于后驅動輪來說，被連接件是車輪的輪輻（輻板）、制動鼓、驅動橋的半軸（帶法蘭的），連接件是車輪螺栓和螺母，螺紋規格為M12×1.5-10.9，均為非標準件，螺栓桿部直紋滾花壓入半軸法蘭盤相應的孔中，鍵齒嵌入半軸本體以承受螺紋副擰緊扭矩。裝螺母的輪輻為螺母座式結構，螺母上的錐面與輻板上相應的錐面配合起支撐和定心的作用，還能承受剪切。一般微型汽車1個車輪裝4顆均布的螺栓，分布圓直徑為Ф114.3 mm。

后驅車輪主要承受下面4種工況下較大的負荷：

（1）通過不平的路面，承受垂直于路面的動載荷；

（2）發動機輸出最大扭矩時，驅動輪上的扭矩；

（3）緊急制動時的制動扭矩；

（4）車輛側滑時的側向力。

進行強度校核，只校核其中一種最大負荷的即可。因為不存在兩種或兩種以上工狀同時出現的情況。經過分析計算，車輪螺栓最大負荷出現在汽車通過不平路面時。

汽車滿載后軸荷G2=9 114 N，取動載荷系數為2.5，1個車輪承受的動負荷=11 392.5 N。

參考已有經驗，取最小擰緊扭矩Tf=88 N·m，扭矩系數k=0.17，螺栓直徑d=0.012 m。1顆車輪螺栓的預緊力的計算如下：

1 個車輪裝 4顆螺栓，其總預緊力為 4Ff=4×43 137=172 549 N

取被連接體之間的摩擦系數μ=0.15，那么，在總預緊力的作用下，接觸面之間會產生如下大小的摩擦力：172 549×0.15=25 882 N。當螺栓擰緊扭矩Tf=108 N·m時，1顆螺栓的預緊力是52 941 N，4顆螺栓的總預緊力是211 765 N，總摩擦力是31 765 N。

由于連接面的摩擦力大于動負荷，故車輪的螺紋連接體是可靠的。經查標準GB/T 3098.1《緊固件機械性能》，M12×1.5-10.9的螺栓，保證載荷為76 400 N，最小拉力載荷91 600 N。設計圖樣上規定擰緊扭矩為88～108 N·m，扭矩比K1==0.815，擰緊精度為Ⅱ級。

1.4 被動齒輪與差速器殼螺紋連接體

被連接件是后驅動橋主減速器被動雙曲線齒輪與差速器殼，齒輪的材料是20CrMnTi滲碳淬火，差速器殼的材料是球墨鑄鐵QT500-7。連接件是M10×1.25-6g-12.9的帶法蘭面非標準螺栓，材料為35CrMo，螺母是齒輪上攻牙而成。共8顆螺栓，圓周均布，分布圓直徑為Ф128 mm。

經分析計算得知，被動齒輪上的最大工作負荷是扭矩1 443.4 N·m。每顆螺栓承受垂直于螺栓軸線的力F計算如下：

因這螺栓組的工作負荷，是將被動齒輪上的扭矩傳遞給差速器殼，傳遞方式是靠接合面的摩擦力，因此，校核計算就是計算螺栓組總軸力能使接合面產生多大的摩擦力矩。

取鋼對鋼的摩擦系數μ=0.15。從標準GB/T16823.2《螺紋緊固件緊固通則》附錄A的表A1（μs、μw與K的對照表）中，按μs、μw均為0.15時，查得K=0.193≈0.2。依據緊固扭矩與預緊力的關系式可以計算出預緊力：

當螺栓緊固扭矩為65N·m時，預緊力Ff計算如下：

8 顆螺栓總預緊力在接合面上所產生的摩擦力矩T計算如下：

當螺栓緊固扭矩Tf=70N·m時，每顆螺栓的預緊力是35 000 N，8顆螺栓的總預緊力是280 000 N，接合面能產生的摩擦力矩是2 688 N·m。

從標準GB/T 3098.1《緊固件機械性能》中查得：M10×1.25-12.9的保證載荷是59 400 N，最小拉力載荷是74 700 N。

可見螺栓組的連接強度是足夠的。因為螺紋連接體很重要，裝配時，螺栓的螺紋表面涂防松劑（厭氧膠）。涂防松劑，同時也具有摩擦系數穩定劑的作用。

采用的扭矩比K1==0.928 6，擰緊精度略高于I級。

2 設計應用的體會

在螺紋連接體的設計應用中，有下面這些體會：

（1）設定螺紋緊固件的最小軸力和最大軸力，也就是設定螺紋緊固件的擰緊扭矩的最小值和最大值，是螺紋連接體設計應用的關鍵。要從螺紋連接體的功能、緊固件和被緊固件的結構、性能、表面狀態以及實施螺紋緊固的方法和工具等方面綜合考慮。設定的軸力（或扭矩）過小，會影響設計功能的實現；設定的軸力（或扭矩）過大，會引起緊固件失效（斷裂、滑牙、屈服）或緊固件被壓潰等故障。為了充分發揮緊固件的性能，一般應使螺栓的軸力為該螺栓保證載荷的60%～80%。

（2）螺紋緊固件緊固完畢后，質檢員檢測時，往往得不到裝配時的擰緊扭矩，即使用相同的檢具也是如此。擰緊扭矩隨著時間的推移而衰減，可以說是正常的、不可避免的。這種檢測應在裝配后數分鐘內進行才有意義。即使刻線做標記證明螺栓、螺母裝配完畢后沒有發生位移，但是擰緊扭矩仍然是衰減了。因些復檢時，擰緊扭矩稍有衰減，并不能作為緊固件是否松動的依據。

但是，擰緊扭矩衰減到一定的程度，螺栓的軸力下降到不能實現設計功能時，整個螺紋連接體失效，這就是故障。因此，對于汽車底盤重要螺紋連接體（如車輪螺母），經常檢查，恢復扭矩是非常必要的。

（3）新設計的螺紋連接體，要按一定程序進行試驗驗證，從簡單的臺架模擬試驗到嚴酷的實車試驗場試驗都合格后，才能應用到商品車的試生產。因為“設計”本身就難免有不確定的因素。就是成功的設計，生產了一定的數量或者更換了供應商，仍然要進行必要的試驗認證。

（4）現行標準QC/T 518-2007《汽車用螺紋緊固件緊固扭矩》條文中存在有讓人感到疑惑的地方：表3中間一列的項目是“扭矩公差 TM”，注明單位“N·m”，項目下面Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ個等級的數據分別是 0.05、0.10、0.20，讓人理解為 TM分別為0.05 N·m、0.10 N·m、0.20 N·m。但是從這個表的主題和數據的大小來看，這些數據又是扭矩比的公差，不應該以N·m作單位。這是其一；其二是條文4.4.2不同等級……扭矩公差值TM見表1（極限偏差值=±TM/2）。但是，表1中只列有預緊力的最大值Ffmax。找不到TM值。因此，這個標準在貫徹應用上，感到有不方便的地方。

3 結束語

本文以螺紋連接體設計的案例，論述了螺紋連接體設計的基本方法。設計的關鍵是要明確螺紋連接體的功能，設計出合理的結構，借鑒成功的經驗和進行必要的試驗驗證，把握變化的固有因素，使設計切合實際，確保螺紋連接的工作可靠，實現設計功能。

[1]QC/T 518-2007，汽車用螺紋緊固件緊固扭矩[S].

[2]GB/T 16823.2-1997?，螺紋緊固件緊固通則[S].

[3]GB/T 16823.3-1997，螺紋緊固件擰緊試驗方法[S].

[4]劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.

[5]GB/T3098.1-2000，緊固件機械性能螺栓、螺釘和螺柱[S].

[6]（蘇）А.Н.克密里曼.變應力時機械零件的強度計算[M].王步瀛譯.北京：機械工業出版社，1958.

[7]機械設計手冊編委會.機械設計手冊(新第2卷)[K].北京：機械工業出版社，2004.