懸置系統中的螺栓連接設計

邵文彬

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

引言

螺栓在汽車上具有極其廣泛的應用，通常來說由于螺栓本身是標準件，設計人員無需在開發它們上耗費過多時間，汽車廠商內部也不允許隨意開發，這會導致過多規格而難于管理。但這并不意味著螺栓連接的設計不需加以嚴謹細致的考慮，因為螺栓連接的設計不僅僅指螺栓本身，更重要的是涉及螺栓的布置、被連接件的特性以及螺栓安裝的工藝。因此螺栓連接設計重點關注的就是螺栓的布置、選用、裝配和對配合件的要求。

懸置系統對螺栓連接的設計有著較高的要求，這首先是因為懸置系統對可靠性的要求很高，如果因為螺栓連接松動導致車輛抖動異響甚至螺栓斷裂引起動力總成掉落，會造成惡劣影響；其次是懸置系統的工況復雜，螺栓會同時承受剪切、彎曲和拉伸等各種載荷，因而其螺栓連接的設計也比較復雜，需要系統地加以研究方能具備設計能力；再次是由于大量的輕量化設計，懸置系統中螺栓連接的配合件現已大多采用鋁合金，比如鑄鋁的變速器和發動機殼體，鑄鋁的懸置支架等，這些鋁合金的強度比螺栓本身要低很多，這就需要對配合件加以特別關注；最后是因為懸置工作的地方是發動機艙，處于高低溫交變、油和冷卻液混雜的環境，環境條件比較惡劣，高低溫變化產生的熱脹冷縮會引起螺栓夾緊力的變化，油和冷卻液會導致結合面摩擦系數的變化，這些都給懸置系統中螺栓連接的設計增加了難度。

從這些實際問題出發，本文歸納了懸置系統中螺紋連接設計的流程方法和關注點供設計人員參考，避免因考慮不周而產生問題。

1 螺栓連接的原理和一般要求

螺栓連接圖可用于描述螺栓連接中被連接件和螺栓的受力與變形情況，在圖1 所示的螺栓連接圖中我們可以看到在螺栓擰入被連接件后不受外載荷時，被連接件被螺栓夾緊而產生壓縮變形δ2，同時螺栓本身被拉伸伸長δ1，且螺栓和被連接件之間產生了大小相等的初始夾緊力，或者說預緊力[1]。當承受圖示的拉伸工作載荷時，原來處于壓縮狀態的被連接件得到部分恢復，但只要工作載荷不超過一定的限度，被連接件之間的夾緊力就不會降到零，則被連接件仍連在一起；而如果夾緊力相對工作載荷過小，被連接件原來的壓縮變形全部復原后將在其結合面產生間隙，這時被連接件就處于分離狀態了，也就是失效的狀態。在承受剪切載荷時也是如此，剪切載荷是通過夾緊力乘以摩擦系數產生的摩擦力來承擔的，如果夾緊力較小，產生的摩擦力就不足以承受外加切向力而使結合面滑動，連接同樣會失效。

圖1 螺栓連接圖

因此，確保螺栓連接安全可靠并不是僅僅將螺栓或被連接件的強度提升就能實現的，其關鍵點是在任何工況下保證相對于外載荷足夠的夾緊力，在此基礎上再對螺栓和被連接件的強度進行校核防止強度不足造成失效。這就需要進行一系列有針對性的設計，包括：

（1）合理布置螺栓點的數量和位置。

（2）分析所需的夾緊力的大小，確定初始擰緊時的預緊力。

（3）選用合適的螺栓。

（4）確認承壓面壓強和螺紋嚙合長度。

（5）確定緊固力矩。

2 螺栓位置的確定

所謂足夠的夾緊力是相對于外載荷而言的，所以只有已知外載荷的情況下才能分析螺栓連接是否能滿足使用要求。懸置系統的外載荷一般是通過建立動力學分析模型提取懸置彈性中心點處的載荷得到的，分析所用的工況可以采用通用的28 工況[2]。值得注意的是外載荷的提取是不受螺栓連接的數量和位置影響的，但是合理的布置螺栓點位置可以減少螺栓連接受到的外載荷影響。因此合理地布置螺栓點的位置和數量，對于平衡成本與可靠性的沖突具有重要意義，在其他條件不變的情況下采用較多的螺栓雖然使每個螺栓所受的載荷變小，使用要求容易滿足，但會增加成本，也不是理想的設計狀態。研究證明[3]，對于螺栓連接來說，最理想的情況是只承擔拉伸載荷，如圖2 中位于懸置中心處的螺栓，對常見的動力總成這種情況下用一個螺栓就能滿足使用要求；而如果懸置中心到螺栓的距離大于50 mm 時，就需要成面分布的三個以上螺栓來滿足使用要求，如圖2 中左側的三個螺栓，否則外載荷產生的彎矩將超過螺栓的承受極限[4]。

圖2 螺栓布置與懸置中心的關系

故螺栓連接對于螺栓點位置布置的原則就是使螺栓點靠近懸置彈性中心，以此降低外載荷在螺栓點處產生的彎矩。否則就需要將螺栓布置成面分布，但這會增加螺栓數量，導致成本上升。

3 確定最小夾緊力和預緊力

螺栓點的位置和和數量確定后，結合各懸置彈性中心處的載荷，就可以求得每個螺栓上的載荷。接下來就是計算對于這樣的螺栓載荷，夾緊力多少才足夠，這就涉及到對夾緊力的要求。在懸置系統中，對螺栓夾緊力的要求有兩點：

（1）通過夾緊產生摩擦力傳遞橫向載荷FQ和/或繞螺栓的力矩MY，此時要求的最小夾緊力FKQ為：

式中，qF是傳遞橫向載荷的摩擦面數量，μT是摩擦系數，qM是傳遞力矩的摩擦面數量，ra是摩擦面半徑。

（2）防止連接件的連接面分離，此時要求的最小夾緊力FKA為：

式中，FA是最大軸向載荷，AD是密封面面積，a是軸向載荷作用線與整個連接的回轉軸線之間的距離，u是被連接件邊緣與整個連接的回轉軸線之間的距離，Ssym是螺栓軸線與整個連接的回轉軸線之間的距離，IBT是接合面的慣性矩。

最小夾緊力FKerf需大于以上兩者之中的大值：

值得注意的是螺栓在擰緊之后由于被連接件接合面和螺紋之間的嵌入等原因，初始擰緊產生的預緊力會發生衰減，為保證衰減后的夾緊力仍能滿足要求，初始擰緊產生的預緊力需要加上這些衰減量，對懸置系統來說，衰減量一般在3 000 N 到5 000 N。將以上求得的最小夾緊力加上這個衰減量就得出了螺栓初始擰緊時最少需要產生的預緊力，這個預緊力的大小將決定螺栓的選擇。

4 選用合適的螺栓

實際測量螺栓擰緊后的夾緊力是比較困難的，一般在生產線上都是通過控制擰緊過程中的扭矩或扭矩加角度來間接控制夾緊力，故實際裝配后的螺栓預緊力會在一個相對比較大的范圍內變化，變化的程度可用裝配系數來衡量：裝配系數=最大預緊力/最小預緊力。越小的裝配系數表明裝配后的預緊力散差也越小，這對于提升螺栓的利用率非常重要。根據擰緊工藝的不同，裝配系數可參考表1：

表1 不同擰緊工藝的裝配系數

由擰緊系數和最小預緊力要求可以計算得到在某種擰緊工藝下滿足最小預緊力時可能會產生的最大預緊力，這個最大預緊力是我們選擇螺栓的依據，應該確保選用的螺栓的許用預緊力不小于計算得到的最大預緊力，否則螺栓自身就會在產生的最大預緊力下發生破壞。

對于采用扭矩法緊固的螺栓的許用預緊力FMzul可以通過下式計算：

式中，A0是螺栓的最小截面面積；v是螺栓的利用系數，通常取0.9；RP0.2min是螺栓最小屈服應力；d0是螺栓最小截面直徑；d2是螺紋基本中徑；μGmin是最小螺紋摩擦系數。

從上式中我們可以看出，影響螺栓許用預緊力的關鍵因素有三個方面：一是與尺寸有關的參數如最小截面面積，最小截面直徑，螺紋基本中徑，尺寸越大許用預緊力越大；二是與強度有關的參數如最小屈服應力，這在螺栓的實際使用中通過強度等級來確定，強度等級越高許用預緊力越大；三是摩擦系數，摩擦系數越大許用預緊力越小，摩擦系數對許用預緊力的影響雖不如前兩者大，但是摩擦系數對緊固力矩確定的影響卻很大。

因此，所謂選擇合適的螺栓，就是將螺栓的許用預緊力與計算得到的最大預緊力對比，當許用預緊力大于這個最大預緊力時，選用的螺栓就可以滿足設計要求，否則就需要提高螺栓強度等級或加大螺栓直徑。

5 確認連接結構的強度

在選定的螺栓可以滿足預緊力要求的前提下，還要確認連接結構的其它方面是否能滿足要求，主要包括螺栓承壓面壓強和螺紋脫扣。

螺栓擰緊后會通過承壓面將被連接件壓緊，當承壓面下的壓強超過被連接件的抗壓強度時，支架會發生隨時間發展的塑性變形，最終導致喪失夾緊力。為避免這種失效的發生，螺栓法蘭面下的壓強p需滿足下式：

式中A是承壓面積，PG是許用面壓，可通過查相關手冊得到。目前的乘用車懸置支架大多采用鋁合金鑄造，鋁合金的許用面壓較低，一般限定不超過200 MPa，如果計算結果顯示面壓過大，可以選用直徑較大的法蘭面螺栓，比如汽標Q186 規格的螺栓就比Q184 對應規格的螺栓法蘭面更大，這樣可有效增大承壓面積，相應的面壓就會下降；或者可以采用增加大直徑厚墊片的方法來增加承壓面積,而螺栓通孔也不可開的過大，尤其是對腰形孔，過大則承壓面積變小，相同預緊力情況下面壓變大。對于鑄鐵材料的懸置支架，由于鑄鐵的極限面壓較高，一般在350 MPa 以上，因此一般不會發生面壓過大的情況。

另一個需要注意的問題是螺紋脫扣的問題。一般認為當標準螺栓與相匹配的螺母，比如10.9 級的螺栓與10 級的螺母配合時，不會出現脫扣的問題，所以如果是螺栓與螺母配合，只要螺母的強度等級選取正確，就不會有脫扣問題。但是懸置系統中很多情況都是在變速器或發動機的鋁制殼體上加工內螺紋，這時就容易出現螺紋嚙合長度不足導致螺紋脫扣[5]，而且由于這種情況是破壞了鋁制殼體，維修費用很高，所以必須加以避免。為了利用螺栓的全部強度，螺紋嚙合長度應保證在螺栓的失效形式是螺栓斷裂，結合常用的懸置材料，可以根據表2 所列的螺紋最小嚙合長度進行選擇，表中d為螺紋公稱直徑。

表2 螺紋最小嚙合長度

使用表2 的時候需要注意幾個問題，一是螺紋最小嚙合長度應是有效長度，需要把不完整螺紋部分排除；二是強度越高的螺栓需要的嚙合長度也就越長，否則在螺栓斷裂之前被連接件的內螺紋就會拉脫；三是必須保證被連接件材料的剪切強度滿足標準要求，對于鋁合金材料，絕不可使用切削絲錐攻絲的方法加工螺紋，必須使用擠壓絲錐來加工，否則螺紋的強度無法保證。由于鑄造鋁合金材料要求的螺紋嚙合長度較長，如果因為空間限制而不能滿足嚙合長度要求，還可以通過預埋螺紋鋼絲套或者螺紋鋼套來解決[6]。

6 確定緊固力矩

螺紋連接在設計上的最后一步是確定螺栓的緊固力矩。既然我們是通過力矩來間接控制夾緊力，那么就必須知道緊固力矩和夾緊力的關系。通過受力分析可以知道，擰緊過程中緊固力矩實際上要克服三部分力矩的作用，即：擰緊產生的夾緊力的圓周方向分力產生的力矩，螺紋摩擦力產生的力矩和承壓面產生的摩擦力矩。推導可得緊固力矩與夾緊力的關系如下：

式中，M是緊固力矩；FM是夾緊力，μG是螺紋摩擦系數；μK是承壓面摩擦系數；DKm是承壓面摩擦直徑。

從式（6）可以看出，螺距、中徑和摩擦面直徑等幾何參數都是相對確定和穩定的，但摩擦系數μG和μK對不同批次可能存在波動，因此，確定緊固力矩時先計算在許用夾緊力和最小摩擦系數狀態下的緊固力矩，將該力矩定為最大緊固力矩，再根據裝配系數和摩擦系數的散差計算最小緊固力矩，由此就得出了實際裝配時的緊固力矩范圍，完成整個設計工作。

7 總結

本文比較完整地介紹了懸置系統中螺栓連接的設計方法，由于懸置系統的重要性和受力的復雜性，在開發過程中按照設計流程系統的進行螺栓連接的設計，并進行必要的實物驗證方可有效降低失效風險，提升產品可靠性。