宋子華， 曹玲玲， 劉小飛

（寧波吉利汽車(chē)研究開(kāi)發(fā)有限公司， 浙江寧波 315336）

0 引言

懸架系統(tǒng)是汽車(chē)重要組成部分，而在懸架系統(tǒng)中，柱狀球銷(xiāo)連接結(jié)構(gòu)應(yīng)用較多，且其作用至關(guān)重要，不僅承受及傳遞力與力矩， 同時(shí)通過(guò)自身球鉸結(jié)構(gòu)滿(mǎn)足車(chē)輪轉(zhuǎn)向等作用，這就對(duì)球銷(xiāo)連接可靠性提出了很高的要求，本文介紹了一種汽車(chē)柱狀球銷(xiāo)連接擰緊工藝設(shè)計(jì)方法及可靠性評(píng)價(jià)方法，填補(bǔ)了行業(yè)空白。

1 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)述

一種汽車(chē)柱狀球銷(xiāo)連接結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1，球銷(xiāo)直徑?21mm，橫穿緊固螺栓為全螺紋， 螺紋規(guī)格為M12， 性能等級(jí)為10.9 級(jí)。 球銷(xiāo)裝入轉(zhuǎn)向節(jié)開(kāi)口中，通過(guò)擰緊橫穿螺栓產(chǎn)生預(yù)緊力， 轉(zhuǎn)向節(jié)在預(yù)緊力的作用下發(fā)生形變從而抱緊球銷(xiāo)。

圖1 柱狀球銷(xiāo)連接結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Columnar ball pin connection structure diagram

2 設(shè)計(jì)及評(píng)價(jià)

總體思路為， 首先制定合適的擰緊工藝， 以獲得穩(wěn)定的、 高水平的軸向力； 其次采用制定的擰緊工藝緊固螺栓，測(cè)量球銷(xiāo)的轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩曲線(xiàn)，識(shí)別轉(zhuǎn)動(dòng)點(diǎn)讀取對(duì)應(yīng)的扭矩值；通過(guò)扭矩值及作用半徑計(jì)算沿球銷(xiāo)切向摩擦力，進(jìn)而可以得到球銷(xiāo)抱緊力；CAE 仿真得到球銷(xiāo)需求抱緊力；最后分析對(duì)比，確定設(shè)計(jì)可靠性，如果設(shè)計(jì)可靠性不足則需更改設(shè)計(jì)，并按新設(shè)計(jì)重復(fù)該步驟。

2.1 擰緊工藝設(shè)計(jì)

2.1.1 設(shè)計(jì)原則及適用條件

螺栓的裝配預(yù)緊力決定著螺紋連接的工作可靠性。不合理的裝配可能導(dǎo)致過(guò)高或者過(guò)低的裝配預(yù)緊力，以至于不能體現(xiàn)出良好設(shè)計(jì)以及良好制造的緊固件產(chǎn)品的優(yōu)良性能。 過(guò)高的裝配預(yù)緊力可能直接導(dǎo)致緊固件裝配破壞。 過(guò)低的裝配預(yù)緊力使螺紋連接不能充分發(fā)揮設(shè)計(jì)功能、沒(méi)有好的疲勞強(qiáng)度及防松性能。

擰緊過(guò)程追求的目標(biāo)：充分大的預(yù)緊力、最小的預(yù)緊力離散。

目前整車(chē)總裝廠普遍采用的擰緊方法有兩種： 扭矩法擰緊和扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊。 下面就這兩種方法的優(yōu)缺點(diǎn)及適用性進(jìn)行分析說(shuō)明。

扭矩法對(duì)螺紋連接系統(tǒng)結(jié)構(gòu)無(wú)要求且易實(shí)現(xiàn)， 但受連接系統(tǒng)摩擦系數(shù)影響，易造成散布范圍較大的預(yù)緊力。螺紋連接系統(tǒng)需求預(yù)緊力對(duì)應(yīng)螺栓利用率較高的連接點(diǎn)往往不適用。

扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí)，螺栓的利用率高，能提供穩(wěn)定的夾緊力，并通過(guò)監(jiān)控最終安裝扭矩來(lái)識(shí)別有風(fēng)險(xiǎn)的連接。除須采用電動(dòng)擰緊軸等支持扭矩轉(zhuǎn)角法的設(shè)備外， 對(duì)螺紋連接系統(tǒng)結(jié)構(gòu)還有一定要求：

（1）螺栓為連接件中最薄弱部分，即擰緊扭矩足夠大時(shí)，失效模式為螺栓斷裂。

（2）夾持長(zhǎng)度（即螺栓支撐面到內(nèi)外螺紋嚙合第一扣牙的距離）和螺紋直徑比值大于2。

（3）螺栓表面有摩擦系數(shù)穩(wěn)定劑，轉(zhuǎn)向節(jié)安裝面為機(jī)加面，連接系統(tǒng)摩擦狀態(tài)穩(wěn)定。

（4）對(duì)于擰緊至屈服點(diǎn)的連接點(diǎn)，螺栓宜為全螺紋或細(xì)桿，變形更均勻，有利于防止出現(xiàn)應(yīng)力集中。

基于設(shè)計(jì)預(yù)緊力需求， 對(duì)于有條件采用扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊的螺紋連接系統(tǒng)，推薦采用扭矩轉(zhuǎn)角法，這也有利于輕量化設(shè)計(jì)。

2.1.2 螺紋接頭試驗(yàn)及擰緊工藝制定

擰緊工藝需要通過(guò)螺紋接頭試驗(yàn)[1]進(jìn)行開(kāi)發(fā)，試驗(yàn)前需要按實(shí)車(chē)狀態(tài)準(zhǔn)備螺紋連接系統(tǒng)中涉及的各個(gè)零部件。 試驗(yàn)螺栓需要對(duì)頭部和尾部進(jìn)行磨平處理，在處理的過(guò)程中不接觸影響摩擦系數(shù)的切削液等物質(zhì)，螺栓頭部和尾部端面加工后，表面粗糙度要求Ra1.6，與螺桿的垂直度要求為0.5mm，并在螺栓頭部或尾部貼上壓電陶瓷片。

基于本結(jié)構(gòu)分析，滿(mǎn)足扭矩轉(zhuǎn)角法適用條件，結(jié)合統(tǒng)計(jì)分析螺紋接頭試驗(yàn)數(shù)據(jù)，確定螺栓擰緊工藝為90N·m+90°，監(jiān)控扭矩為（125～250）N·m，螺栓永久伸長(zhǎng)量為（0.02～0.26）mm， 在此工藝下15 個(gè)樣本軸向力均值為74.08kN，標(biāo)準(zhǔn)差為0.27kN，預(yù)緊力穩(wěn)定，預(yù)緊力及終擰扭矩正態(tài)分布圖見(jiàn)圖2。需要說(shuō)明的是5M1E 的變化會(huì)對(duì)終擰扭矩造成影響，在車(chē)型導(dǎo)入制造基地后，需要在過(guò)程能力穩(wěn)定的情況下，統(tǒng)計(jì)分析進(jìn)行確認(rèn)及修正。

圖2 正態(tài)分布圖Fig.2 The normal distribution

值得注意的是，對(duì)于這類(lèi)橫穿螺栓鎖緊結(jié)構(gòu)，在使用超聲波設(shè)備測(cè)量軸向力時(shí)， 需要分析超聲波測(cè)量波形對(duì)比原始波是否有明顯變化，在有明顯變化的情況下，設(shè)備自動(dòng)拾取的點(diǎn)可能不準(zhǔn)確， 進(jìn)而造成軸力測(cè)量不準(zhǔn)確的問(wèn)題，這是由于這類(lèi)結(jié)構(gòu)在特定的情況下，伴隨著擰緊過(guò)程螺栓會(huì)產(chǎn)生彎曲， 超聲波在螺栓內(nèi)飛行及反射回波狀態(tài)發(fā)生改變，導(dǎo)致波形變化。

2.2 球銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩測(cè)量

為了測(cè)量轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩，將球銷(xiāo)球面加工為六方，測(cè)量示意圖見(jiàn)圖3。 按90N·m+90°工藝擰緊后，用能生成擰緊曲線(xiàn)的扭矩扳手轉(zhuǎn)動(dòng)球銷(xiāo)， 讀取轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩值時(shí)考慮安全系數(shù)，取滑移點(diǎn)處對(duì)應(yīng)的扭矩值，轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩曲線(xiàn)見(jiàn)圖4。

圖3 測(cè)量模型圖Fig.3 Measurement model figure

圖4 轉(zhuǎn)動(dòng)曲線(xiàn)示意圖Fig.4 The rotation curve diagram

讀取滑移點(diǎn)扭矩值，測(cè)量5 個(gè)樣本扭矩值見(jiàn)表1，從表中數(shù)據(jù)可知，在螺栓預(yù)緊力穩(wěn)定的情況下，球銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩也趨于穩(wěn)定。

表1 扭矩測(cè)量值Tab.1 The torque measurement

2.3 球銷(xiāo)切向摩擦力計(jì)算

球銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)半徑為10.5mm 見(jiàn)圖3，由式（1）計(jì)算擰緊螺栓后沿球銷(xiāo)切向摩擦力。

其中：F—切向摩擦力；T—轉(zhuǎn)動(dòng)扭矩；R—球銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)半徑。

計(jì)算沿球銷(xiāo)切向摩擦力數(shù)值見(jiàn)表2。

表2 摩擦力值Tab.2 The friction values

圖5 摩擦力正態(tài)分布圖Fig.5 Friction is normal distribution

2.4 球銷(xiāo)與轉(zhuǎn)向節(jié)連接副摩擦系數(shù)測(cè)定

球銷(xiāo)材料為ML40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度32HRC～39HRC，表面處理前粗糙度為Ra0.8，表面處理為鍍鋅鎳。 轉(zhuǎn)向節(jié)材料為鋁合金A356-T6，硬度為85HBW，機(jī)加表面，表面粗糙度為Ra3.2。 試驗(yàn)?zāi)Ｐ腿鐖D6 所示，試驗(yàn)板材料及表面狀態(tài)與轉(zhuǎn)向節(jié)相同，試驗(yàn)軸套材料及表面狀態(tài)與球銷(xiāo)相同。

試驗(yàn)采用的鋁板材料為A356-T6， 抗拉強(qiáng)度為290MPa，抗壓約為360MPa。試驗(yàn)軸套內(nèi)徑為Φ16mm，外徑為Φ30mm。在上述條件下試驗(yàn)鋁板在正壓力下不會(huì)產(chǎn)生壓潰。

如圖6 所示，在鋁板上施加恒定正壓力30kN，再?gòu)?開(kāi)始持續(xù)緩慢對(duì)軸套施加力，直至中間試驗(yàn)件滑動(dòng)，記錄完整試驗(yàn)曲線(xiàn)，試驗(yàn)曲線(xiàn)見(jiàn)圖7，從曲線(xiàn)識(shí)別滑移點(diǎn)，對(duì)應(yīng)的力值即為滑移力。

圖6 試驗(yàn)?zāi)Ｐ蛨DFig.6 Test model figure

圖7 試驗(yàn)曲線(xiàn)圖Fig.7 Test curve

按式（2）即可計(jì)算出摩擦系數(shù)。

式中：F1—試驗(yàn)軸套滑移力；FN—試驗(yàn)軸套承受正壓力；μ—摩擦系數(shù)。

試驗(yàn)樣本5 件，計(jì)算摩擦系數(shù)見(jiàn)表3，轉(zhuǎn)向節(jié)與球銷(xiāo)摩擦副摩擦系數(shù)穩(wěn)定。

表3 接觸面摩擦系數(shù)Tab.3 Contact surface friction coefficient

2.5 球銷(xiāo)抱緊力計(jì)算

橫穿螺栓擰緊后， 轉(zhuǎn)向節(jié)在預(yù)緊力的作用下發(fā)生形變，沿球銷(xiāo)徑向產(chǎn)生非一致的抱緊力，抱緊球銷(xiāo)示意見(jiàn)圖8，考慮轉(zhuǎn)向節(jié)對(duì)球銷(xiāo)的整體抱緊力。

圖8 球銷(xiāo)徑向抱緊力示意圖Fig.8 The ball pin radial press force diagram

按式（3）計(jì)算可得到抱緊力。

式中：F2—抱緊力；F—2.3 節(jié)中得到的沿球銷(xiāo)切向摩擦力，當(dāng)一致性較好時(shí)可取均值， 存在一定離散時(shí)可按統(tǒng)計(jì)分析的下限值， 本文取下限值；μ—2.4 節(jié)中得到摩擦系數(shù)，當(dāng)一致性較好時(shí)可取均值， 存在一定離散時(shí)可按統(tǒng)計(jì)分析的上限值，本文取均值；

將上述值代入式（3），可得到下限抱緊力為53.4kN。

2.6 符合性分析

基于柱狀球銷(xiāo)路譜采集數(shù)據(jù)，球銷(xiāo)受力示意圖見(jiàn)圖9，通過(guò)CAE 仿真分析見(jiàn)圖10，可以得到球銷(xiāo)需求抱緊力為28.3kN。

圖9 球銷(xiāo)受力示意圖Fig.9 Diagram of ball pin force

圖10 仿真受力分析示意圖Fig.10 Simulation and stress analysis diagram

按下式（4）進(jìn)行符合性評(píng)判：

其中：F′—2.5 節(jié)中抱緊力的下限值；f—各個(gè)允許工況下，需求抱緊力；α—安全系數(shù)，交變動(dòng)載情況下建議取1.8。

本次設(shè)計(jì)中，F(xiàn)′為53.4kN，αf 為50.94kN，滿(mǎn)足式（4）要求，故設(shè)計(jì)滿(mǎn)足要求。后續(xù)數(shù)輪強(qiáng)度耐久和綜合耐久中該球銷(xiāo)連接點(diǎn)狀態(tài)良好，無(wú)松動(dòng)異響等問(wèn)題。

3 結(jié)論

目前螺紋連接系統(tǒng)主要參照VDI 2230[2]進(jìn)行設(shè)計(jì)，但有一定的局限性， 對(duì)于不符合力學(xué)模型要求的連接系統(tǒng)無(wú)法進(jìn)行評(píng)判， 本文基于力矩平衡原理詳細(xì)闡述了一種非典型柱狀球銷(xiāo)連接擰緊工藝的設(shè)計(jì)及可靠性評(píng)價(jià)方法，該方法在轎車(chē)、SUV 等車(chē)型上進(jìn)行了應(yīng)用，設(shè)計(jì)符合率100%，為該類(lèi)結(jié)構(gòu)提供了一種高效、準(zhǔn)確的評(píng)判方法。