汽车底盘螺纹连接体的设计应用

何丹丹

（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州545007）

螺纹紧固件是极其重要且应用极其广泛的基础性通用零部件。如何应用这些零部件，各行业都积累了相当丰富的经验，并总结上升成为自己的行业标准。对于大批量生产的汽车行业，现行标准就有QC/T 518—2007《汽车用螺纹紧固件紧固扭矩》，被其代替的前版是QC/T 518—1999《汽车用螺纹紧固件拧紧扭矩规范》，再往前追溯还有JB/T3677—1984《汽车用螺纹紧固件扭矩规范》等等。这些标准的发布和实施，对规范和指导汽车行业对螺纹连接体的设计应用，起到了积极的作用。

在汽车工程中，为了确保螺纹连接体的可靠性，实现其设计功能，应充分了解螺纹连接体的具体结构和负载，依据实际使用条件和强度计算，确定螺纹连接体的预紧力及拧紧扭矩。当然，借鉴已有的成功经验是很有必要的。

1 设计案例

下面用案例细说螺纹连接体的设计。这些案例，都是微型汽车底盘的重要螺纹连接体，拧紧方法均采用扭矩法。

1.1 前悬架（麦费逊式）下摆臂内衬套与副梁（前轴）的螺纹连接体

被连接件是副梁和橡胶衬套总成；连接件是螺栓M10×1.25×75—9.8六角法兰面螺栓—加大系列—B级)，螺母是六角法兰面锁紧螺母M10×1.25—10（GB/T6187—86）。

橡胶衬套总成的结构是由内衬套、外衬套和橡胶3部分组成：内衬套是壁厚较大的钢管，内孔能穿过螺栓，内衬套的两端面都有硬度足够的尖齿；外衬套是薄壁钢管，其外径与下摆臂相应孔过盈配合；内外衬套间是橡胶，经硫化的橡胶将内外钢衬套结合在一起。

整个螺纹连接体装配好后，内衬套由于受到螺栓的轴力而将内衬套端面的尖齿嵌入副梁内，当下摆臂摆动时，内衬套则不能随其摆动，只能将橡胶扭转弹性变形而实现摆动。具体结构见图1。

为实现设计功能，除了橡胶衬套有合适的扭转刚度和足够的寿命设计外，另一个要求就是橡胶衬套总成的紧固。在已确定了螺栓、螺母规格的前提下，余下的就是要确定螺纹紧固件的最小轴力和拧紧扭矩。采用估算螺纹磨擦系数μs和螺母端面的摩擦系数μw的最小值和最大值方法计算最小轴力和拧紧扭矩，担心准确度不大。

图1 前悬架（麦费逊式）下摆臂内衬套与付梁（前轴）的螺纹连接

为了解决这个问题，作了如下两个模拟实验：一个是确定最小轴力的实验，第二个是螺纹紧固件拧紧扭矩实验。

所谓最小轴力，是内衬套端面的尖齿嵌入副梁有足够深度时（防止内衬套相对副梁转动）的最小轴力。做这个实验，采用符合设计的样件（螺纹连接体）做拧紧实验，就可以达到要求。经过拧紧实验，扭矩达到55 N·m时，尖齿可嵌入副梁0.1 mm，估算出螺栓的轴力为2 900 N。在相同轴力作用下，尖齿的形状和硬度会影响可嵌入的深度，尖齿的分布状态会影响抵抗转动的能力。尖齿的齿长（或齿线）呈辐射状分布时，抵抗转动的能力最强，但加工工艺复杂一些；呈平行线状分布，抵抗转动的能力差些，但加工工艺简单些。尖齿的形状和分布要求见图2。

图2 内衬套端面齿形

第二个实验是按标准GB/T 16832.3—1997《螺纹紧固件拧紧试验方法》进行的，试件的装夹符合该标准的“试件装夹示意图”，采用B类实验，板拧螺母方法。垫片是从实物（副梁）相应部位截取下来的。试验做了10组，试验结果见表1。

表1 下摆臂与前轴螺纹连接副紧固特性值

从试验结果看，螺纹副摩擦系数μs和螺母端面摩擦数μw都偏小，相应的扭矩系数K也偏小。螺母端面摩擦系数μw偏小，是与副梁（前轴）表面电泳漆很光滑有关。但是，一致性较好。依据试验确定最小轴力，参考拧紧试验测量出来的有关数据，依据装配现场使用的拧紧工具（风动板手先打紧，后用扭力板手拧到发响为止），采用中等拧紧精度，确定此螺纹副的拧紧扭矩为55～70 N·m。

1.2 下摆臂外端与转向节连接的螺纹连接体

被连接件是压装在下摆臂上的球头销与转向节，连接件是螺栓 M10×1.25×45-9.8（GB/T 5785-2000），螺母是 M10×1.25-9全金属六角锁紧螺母（GB/T 6186-2000）。具体结构见图3。球头销上有让螺栓穿过的环槽，转向节上的球销安装孔与球销轴径是动配合，有微小的间隙。转向节上装球销的孔被切开，以便用螺栓夹紧时，使孔变形而将球销夹紧。螺栓穿过转向节同时嵌入球销的环槽，以防球销从转向节的孔中松脱出来，确保安全。为了实现夹紧球销的功能，螺栓的最小轴力及其相应的最小拧紧扭矩，需要以实物做拧紧试验来确定。实际试验时以50 N·m的扭矩拧螺母，球销就被牢靠地夹紧。拧紧扭矩为50 N·m时，估算轴力为29 000 N。设计取扭矩值为55～65 N·m。估算轴力为32 300～32 500 N。从标准GB/T 3098.1《紧固件机械性能》中查得：M10×1.25-9.8螺栓的保证载荷是40 400 N，最小拉力载荷是55 100 N，设计是安全可靠的。扭矩比k1==0.846，拧紧精度高于Ⅱ级。

图3 下摆臂与转向节的螺纹连接

1.3 车轮螺纹连接体

对于后驱动轮来说，被连接件是车轮的轮辐（辐板）、制动鼓、驱动桥的半轴（带法兰的），连接件是车轮螺栓和螺母，螺纹规格为M12×1.5-10.9，均为非标准件，螺栓杆部直纹滚花压入半轴法兰盘相应的孔中，键齿嵌入半轴本体以承受螺纹副拧紧扭矩。装螺母的轮辐为螺母座式结构，螺母上的锥面与辐板上相应的锥面配合起支撑和定心的作用，还能承受剪切。一般微型汽车1个车轮装4颗均布的螺栓，分布圆直径为Ф114.3 mm。

后驱车轮主要承受下面4种工况下较大的负荷：

（1）通过不平的路面，承受垂直于路面的动载荷；

（2）发动机输出最大扭矩时，驱动轮上的扭矩；

（3）紧急制动时的制动扭矩；

（4）车辆侧滑时的侧向力。

进行强度校核，只校核其中一种最大负荷的即可。因为不存在两种或两种以上工状同时出现的情况。经过分析计算，车轮螺栓最大负荷出现在汽车通过不平路面时。

汽车满载后轴荷G2=9 114 N，取动载荷系数为2.5，1个车轮承受的动负荷=11 392.5 N。

参考已有经验，取最小拧紧扭矩Tf=88 N·m，扭矩系数k=0.17，螺栓直径d=0.012 m。1颗车轮螺栓的预紧力的计算如下：

1 个车轮装 4颗螺栓，其总预紧力为 4Ff=4×43 137=172 549 N

取被连接体之间的摩擦系数μ=0.15，那么，在总预紧力的作用下，接触面之间会产生如下大小的摩擦力：172 549×0.15=25 882 N。当螺栓拧紧扭矩Tf=108 N·m时，1颗螺栓的预紧力是52 941 N，4颗螺栓的总预紧力是211 765 N，总摩擦力是31 765 N。

由于连接面的摩擦力大于动负荷，故车轮的螺纹连接体是可靠的。经查标准GB/T 3098.1《紧固件机械性能》，M12×1.5-10.9的螺栓，保证载荷为76 400 N，最小拉力载荷91 600 N。设计图样上规定拧紧扭矩为88～108 N·m，扭矩比K1==0.815，拧紧精度为Ⅱ级。

1.4 被动齿轮与差速器壳螺纹连接体

被连接件是后驱动桥主减速器被动双曲线齿轮与差速器壳，齿轮的材料是20CrMnTi渗碳淬火，差速器壳的材料是球墨铸铁QT500-7。连接件是M10×1.25-6g-12.9的带法兰面非标准螺栓，材料为35CrMo，螺母是齿轮上攻牙而成。共8颗螺栓，圆周均布，分布圆直径为Ф128 mm。

经分析计算得知，被动齿轮上的最大工作负荷是扭矩1 443.4 N·m。每颗螺栓承受垂直于螺栓轴线的力F计算如下：

因这螺栓组的工作负荷，是将被动齿轮上的扭矩传递给差速器壳，传递方式是靠接合面的摩擦力，因此，校核计算就是计算螺栓组总轴力能使接合面产生多大的摩擦力矩。

取钢对钢的摩擦系数μ=0.15。从标准GB/T16823.2《螺纹紧固件紧固通则》附录A的表A1（μs、μw与K的对照表）中，按μs、μw均为0.15时，查得K=0.193≈0.2。依据紧固扭矩与预紧力的关系式可以计算出预紧力：

当螺栓紧固扭矩为65N·m时，预紧力Ff计算如下：

8 颗螺栓总预紧力在接合面上所产生的摩擦力矩T计算如下：

当螺栓紧固扭矩Tf=70N·m时，每颗螺栓的预紧力是35 000 N，8颗螺栓的总预紧力是280 000 N，接合面能产生的摩擦力矩是2 688 N·m。

从标准GB/T 3098.1《紧固件机械性能》中查得：M10×1.25-12.9的保证载荷是59 400 N，最小拉力载荷是74 700 N。

可见螺栓组的连接强度是足够的。因为螺纹连接体很重要，装配时，螺栓的螺纹表面涂防松剂（厌氧胶）。涂防松剂，同时也具有摩擦系数稳定剂的作用。

采用的扭矩比K1==0.928 6，拧紧精度略高于I级。

2 设计应用的体会

在螺纹连接体的设计应用中，有下面这些体会：

（1）设定螺纹紧固件的最小轴力和最大轴力，也就是设定螺纹紧固件的拧紧扭矩的最小值和最大值，是螺纹连接体设计应用的关键。要从螺纹连接体的功能、紧固件和被紧固件的结构、性能、表面状态以及实施螺纹紧固的方法和工具等方面综合考虑。设定的轴力（或扭矩）过小，会影响设计功能的实现；设定的轴力（或扭矩）过大，会引起紧固件失效（断裂、滑牙、屈服）或紧固件被压溃等故障。为了充分发挥紧固件的性能，一般应使螺栓的轴力为该螺栓保证载荷的60%～80%。

（2）螺纹紧固件紧固完毕后，质检员检测时，往往得不到装配时的拧紧扭矩，即使用相同的检具也是如此。拧紧扭矩随着时间的推移而衰减，可以说是正常的、不可避免的。这种检测应在装配后数分钟内进行才有意义。即使刻线做标记证明螺栓、螺母装配完毕后没有发生位移，但是拧紧扭矩仍然是衰减了。因些复检时，拧紧扭矩稍有衰减，并不能作为紧固件是否松动的依据。

但是，拧紧扭矩衰减到一定的程度，螺栓的轴力下降到不能实现设计功能时，整个螺纹连接体失效，这就是故障。因此，对于汽车底盘重要螺纹连接体（如车轮螺母），经常检查，恢复扭矩是非常必要的。

（3）新设计的螺纹连接体，要按一定程序进行试验验证，从简单的台架模拟试验到严酷的实车试验场试验都合格后，才能应用到商品车的试生产。因为“设计”本身就难免有不确定的因素。就是成功的设计，生产了一定的数量或者更换了供应商，仍然要进行必要的试验认证。

（4）现行标准QC/T 518-2007《汽车用螺纹紧固件紧固扭矩》条文中存在有让人感到疑惑的地方：表3中间一列的项目是“扭矩公差 TM”，注明单位“N·m”，项目下面Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ个等级的数据分别是 0.05、0.10、0.20，让人理解为 TM分别为0.05 N·m、0.10 N·m、0.20 N·m。但是从这个表的主题和数据的大小来看，这些数据又是扭矩比的公差，不应该以N·m作单位。这是其一；其二是条文4.4.2不同等级……扭矩公差值TM见表1（极限偏差值=±TM/2）。但是，表1中只列有预紧力的最大值Ffmax。找不到TM值。因此，这个标准在贯彻应用上，感到有不方便的地方。

3 结束语

本文以螺纹连接体设计的案例，论述了螺纹连接体设计的基本方法。设计的关键是要明确螺纹连接体的功能，设计出合理的结构，借鉴成功的经验和进行必要的试验验证，把握变化的固有因素，使设计切合实际，确保螺纹连接的工作可靠，实现设计功能。

[1]QC/T 518-2007，汽车用螺纹紧固件紧固扭矩[S].

[2]GB/T 16823.2-1997?，螺纹紧固件紧固通则[S].

[3]GB/T 16823.3-1997，螺纹紧固件拧紧试验方法[S].

[4]刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社，2001.

[5]GB/T3098.1-2000，紧固件机械性能螺栓、螺钉和螺柱[S].

[6]（苏）А.Н.克密里曼.变应力时机械零件的强度计算[M].王步瀛译.北京：机械工业出版社，1958.

[7]机械设计手册编委会.机械设计手册(新第2卷)[K].北京：机械工业出版社，2004.