分析擰緊力矩對后橋輪胎螺栓斷裂的影響

李祥喜

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230001）

前言

輪胎螺栓是后橋上一個十分重要的緊固件，其功用是用來固聯輪轂與輪盤，通過車輪螺母將車輪總成固定在后橋上，使車輪實現承載和傳遞動力的作用。在汽車行駛過程中，如果出現輪胎螺栓松動乃至斷裂，將嚴重危及車輛的行駛安全。

某皮卡強化路試驗后，發生后橋輪胎螺栓斷裂、輪胎脫落的問題。本文通過對輪胎螺栓擰緊力矩的分析，探究后橋輪胎螺栓斷裂故障原因，并提出優化措施，為解決類似問題提供一條可參考的途徑。

1 故障車力矩分析

圖1 輪胎螺栓整體分布及載荷圖

本次研究的某皮卡車型配置的車輪為鋁輪，6顆螺栓鉚壓在輪轂上，輪胎螺栓與輪輞不接觸，通過螺母與輪輞的配合錐面提供輪輞的壓緊力，輪胎螺栓整體分布及載荷見圖1。輪胎在倒車制動時后輪單個輪胎的最大制動力矩為 MQ=1200N.m，螺栓軸心線與車輪軸線的半徑為r1=69.85mm。

試驗場反饋，一試驗車（2#）在經過搓衣板路后右后輪胎螺栓全部斷裂、右后輪脫落，故障發生后檢查發現同批次另外一臺試驗車（1#）也存在輪胎螺栓斷裂問題。接到故障反饋后，立即著手對兩輛試驗車故障車輪、輪胎螺栓進行分析并對其他車輪螺母進行了螺母力矩測試和結果對比。對比結果見表1：

表1 故障車其他輪胎和同批次試驗車車輪螺母力矩對比

經過觀察輪胎螺栓斷面、輪輞螺栓安裝孔已嚴重變形，結合螺母貼合面磨損，斷掉的螺栓帶螺母已非常松動，未動的左后輪扭矩較小的現象，且前期可靠性車輛均未出現該問題，可初步判定故障為車輪螺母松動，無法提供足夠壓緊力，輪輞與制動鼓發生相對運動，輪胎螺栓受剪切應力最終斷裂。初步判定輪胎螺栓安裝扭矩不合理是導致螺栓斷裂的原因。

2 輪胎螺栓設計校核

2.1 輪胎螺栓、螺母結構

輪轂與螺母的接觸局部細節尺寸見圖2，支撐面為錐面，輪胎螺栓：M12×1.5×L 10.9級達克羅表面處理，輪胎螺母：M12×1.5 鍍亮鉻，定扭裝配，扭矩要求120±10N.m。

圖2 單個輪轂螺栓連接副剖面圖

2.2 螺栓所需最小夾緊力計算

由圖1所示的輪胎螺栓外載荷及螺栓裝配位置尺寸圖可得：

式中：MQ——輪胎螺栓外載荷

μc——制動鼓與輪輞接觸面摩擦系數，取值0.25

F1——1點螺栓的緊固軸向力

r1——1點螺栓軸心相對輪輞軸心的扭矩半徑

Ks——考慮接觸面不穩定等的可靠性系數，一般取1.2～1.5

在此連接副中，取值μc=0.25，Ks =1.5時，假定F1= F2=F3=F4=F5=F6

r1=r2=r3= r4= r5=r6=69.85mm，將數值帶入式1中，可得：

2.3 螺栓所提供最小預緊力

輪胎螺栓規格：M12×1.5×46，等級10.9級。支撐面結構見圖2。

螺紋中徑：d2=11.026mm，屈服強度：σ0.2=940MPa，摩擦系數：螺紋部分μG= 0.15-0.30，（六價黃鋅，不帶摩擦控制潤滑劑），支撐面μk=0.10—0.16，（亮度鉻）。

應力截面積：A0=88.1mm2

由上可得支撐面等價扭矩半徑：

當μG=0.3，μk=0.16，擰緊力矩MAmin=110N.m時

考慮螺栓安裝后軸向力的衰減，取衰減系數 r=0.7，則FTmin=22.1×0.7=15.47 KN

根據上述計算可得：

安全系數小于 1，理論校核不合格，從故障車扭矩測量結果看輪胎螺栓左后輪扭矩較小，擰緊力矩為120±10N.m，不能提供所需的預緊力，車輪螺母松動，無法提供足夠壓緊力。

因此需重新計算螺栓合理的擰緊力矩，并用修正后的擰緊力矩重新校核，以判斷現用輪胎螺栓在調整擰緊力矩后解決螺栓斷裂的問題。

2.4 調整安裝扭矩后的螺栓設計校核

螺栓動態屈服扭矩：螺紋摩擦系數μG=0.15，μk=0.10時，屈服軸力為：

當μG=0.15，μk=0.10時，屈服扭矩為：

調整后的螺栓擰緊力矩：為保證螺栓擰緊后處在彈性范圍內，取安全系數V=0.8，則MA=193.25×0.8=155 N.m，根據安裝工具精度修正為145±10 N.m。

修正后的最小預緊力：

當μG=0.3，μk=0.16，擰緊力矩MAmin=135N.m時

考慮螺栓安裝后軸向力的衰減，取衰減系數 r=0.7，則FTmin=27.1×0.7=18.97 KN

根據上述計算可得：

校核合格，安全系數大于1。

根據現用螺栓校核情況，得出以下結論：

（1）擰緊力矩為120±10N.m時，螺栓力矩校核不合格，；

（2）通過調整擰緊力矩，安全系數可達到1.10，校核合格，但螺栓螺紋摩擦系數0.15-0.30散差太大，現有螺栓廠家不能將摩擦系數控制在0.15-0.30范圍內，摩擦系數檢測表如表1所示：檢測結果分別為0.088、0.094、0.093、0.090，均不在0.15-0.30范圍內，無法提供螺栓擰緊所需的預緊力。

通過與標準件廠家交流，在調整擰緊力矩的同時，改變螺栓螺紋摩擦系數，可進一步提高安全系數，保證螺栓擰緊所需的預緊力。

表1 摩擦系數檢測表

通過與標準件廠家交流，在調整擰緊力矩的同時，改變螺栓螺紋摩擦系數，可進一步提高安全系數，保證螺栓擰緊所需的預緊力。

2.5 修改摩擦系數后螺栓擰緊力矩計算

螺栓動態屈服扭矩：

輪胎螺栓規格：M12×1.5×46,，等級 10.9級。支撐面結構見圖2。

螺紋中徑：d2=11.026mm，屈服強度：σ0.2=940MPa，摩擦系數：螺紋部分μG= 0.12-0.18，(環保達克羅，帶摩擦控制潤滑劑頂涂)，支撐面 μk=0.11—0.17，（三價彩鋅+帶潤滑封閉劑）。

應力截面積：A0=88.1mm2

由上可得支撐面等價扭矩半徑：

螺紋摩擦系數μG=0.12，μk=0.11時，屈服軸力為：

當μG=0.12，μk=0.11時，屈服扭矩為：

螺栓擰緊力矩：為保證螺栓擰緊后處在彈性范圍內，取安全系數V=0.8，則MA=204×0.8=163 N.m，根據安裝工具精度修正為155±10 N.m。

修改摩擦系數后的最小預緊力：

當μG=0.18，μk=0.16，擰緊力矩MAmin=145N.m時

考慮螺栓安裝后軸向力的衰減，取衰減系數 r=0.7，則FTmin=31.6×0.7=28.44 KN

根據上述計算可得：

安全系數與調整力矩后有進一步提高，是以上三種校核結果中最好狀態。螺栓擰緊力矩及摩擦系數修改前后對比見表2：

表2 螺栓擰緊力矩及摩擦系數修改前后對比

經過計算校核，現用螺栓表面摩擦系數較高，散差大，最小安全系數為0.90，調整擰緊力矩為145±10 N.m時，最小安全系數可增加到1.10。修改螺紋的摩擦系數后，摩擦系數降低且散差減小，通過優化匹配安裝扭矩，安全系數最小可達1.29。

但理論校核與實際存在一定差距，理論校核要求上述計算的支撐面摩擦系數要求接觸面均勻接觸，如定位或尺寸配合問題造成接觸偏心，則摩擦系數會發生變化，上述計算考慮的螺栓軸向力衰減系數為0.7，但擰緊方法和配合尺寸等問題都可能造成軸向力衰減系數大于這個值，為保證安裝后達到上述的安全系數，還需要尺寸配合和擰緊過程保證。

因此根據理論校核結果及標準件供應商的實際經驗，可得出現用螺栓擰緊力矩不足，摩擦系數太高，散差太大。無法提供足夠壓緊力。

可以判定輪胎螺栓擰緊力矩不足，摩擦系數太高是后橋輪胎螺栓斷裂的主要原因。

3 改進措施

1）更換輪胎螺栓廠家，表面處理改為環保達克羅，將摩擦系數修改為0.12-0.18；

2）擰緊力矩由120±10 N.m修改為130±10 N.m。

4 優化驗證

1）改進表面處理工藝修改摩擦系數后，對出廠樣件進行抽檢，螺栓表面硬度、機械性能和螺紋摩擦系數等全部符合設計要求。如圖3所示。

圖3 螺紋摩擦系數檢測

2）擰緊力矩由120±10 N.m修改為130±10 N.m后對新下線車輛車輪螺栓螺栓進行扭矩測量，路試后符合設計要求（120～140N·m），力矩大都有所增加，未出現螺母松動。改進后的力矩測量值如圖4所示。

整改后在試驗場強化路驗證四臺車，里程都在12000km以上，試驗過程中未出現螺母松動、螺栓斷裂等問題。市場問題報表中，皮卡輪胎螺栓斷裂問題PPM值從改進前的357降為0，整改效果明顯。

圖4 改進后的力矩測量值

5 結論

經過對輪胎螺栓的校核分析，可確定螺栓斷裂的主要原因為（1）螺栓螺紋鍍層摩擦系數不可控，達不到設計要求，存在預緊力不足，通過環保達克羅表面處理工藝，將摩擦系數控制在0.12-0.18范圍內，使螺紋摩擦系數可控，提高螺栓的最小安全系數；（2）輪胎螺栓擰緊力矩不合理，螺栓預緊力不足，無法提供足夠壓緊力，導致車輪螺母松動，螺栓受剪切力后斷裂，將擰緊力矩修改為130±10 N.m。通過以上兩點修改解決螺栓斷裂問題。

通過本次螺栓斷裂問題的處理，后期輪胎螺栓的開發過程中應重點關注以下兩點：

（1）螺母擰緊力矩校核計算及力矩確認。

（2）螺栓表面處理方式及摩擦系數要求。

參考文獻

[1] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.

[2] GB/T 3098.4 緊固件機械性能.

[3] 成大先.機械設計手冊(第五版):單行本-連接與緊固.2010-1-1.