汽車柱狀球銷連接擰緊工藝設(shè)計及可靠性評價

宋子華， 曹玲玲， 劉小飛

（寧波吉利汽車研究開發(fā)有限公司， 浙江寧波 315336）

0 引言

懸架系統(tǒng)是汽車重要組成部分，而在懸架系統(tǒng)中，柱狀球銷連接結(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， 同時通過自身球鉸結(jié)構(gòu)滿足車輪轉(zhuǎn)向等作用，這就對球銷連接可靠性提出了很高的要求，本文介紹了一種汽車柱狀球銷連接擰緊工藝設(shè)計方法及可靠性評價方法，填補了行業(yè)空白。

1 結(jié)構(gòu)簡述

一種汽車柱狀球銷連接結(jié)構(gòu)見圖1，球銷直徑?21mm，橫穿緊固螺栓為全螺紋， 螺紋規(guī)格為M12， 性能等級為10.9 級。 球銷裝入轉(zhuǎn)向節(jié)開口中，通過擰緊橫穿螺栓產(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。

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

2 設(shè)計及評價

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，測量球銷的轉(zhuǎn)動扭矩曲線，識別轉(zhuǎn)動點讀取對應(yīng)的扭矩值；通過扭矩值及作用半徑計算沿球銷切向摩擦力，進(jìn)而可以得到球銷抱緊力；CAE 仿真得到球銷需求抱緊力；最后分析對比，確定設(shè)計可靠性，如果設(shè)計可靠性不足則需更改設(shè)計，并按新設(shè)計重復(fù)該步驟。

2.1 擰緊工藝設(shè)計

2.1.1 設(shè)計原則及適用條件

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)致過高或者過低的裝配預(yù)緊力，以至于不能體現(xiàn)出良好設(shè)計以及良好制造的緊固件產(chǎn)品的優(yōu)良性能。 過高的裝配預(yù)緊力可能直接導(dǎo)致緊固件裝配破壞。 過低的裝配預(yù)緊力使螺紋連接不能充分發(fā)揮設(shè)計功能、沒有好的疲勞強度及防松性能。

擰緊過程追求的目標(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)缺點及適用性進(jìn)行分析說明。

扭矩法對螺紋連接系統(tǒng)結(jié)構(gòu)無要求且易實現(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)緊力對應(yīng)螺栓利用率較高的連接點往往不適用。

扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊時，螺栓的利用率高，能提供穩(wěn)定的夾緊力，并通過監(jiān)控最終安裝扭矩來識別有風(fēng)險的連接。除須采用電動擰緊軸等支持扭矩轉(zhuǎn)角法的設(shè)備外， 對螺紋連接系統(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，失效模式為螺栓斷裂。

（2）夾持長度（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)安裝面為機加面，連接系統(tǒng)摩擦狀態(tài)穩(wěn)定。

（4）對于擰緊至屈服點的連接點，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)計預(yù)緊力需求， 對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。

2.1.2 螺紋接頭試驗及擰緊工藝制定

擰緊工藝需要通過螺紋接頭試驗[1]進(jìn)行開發(fā)，試驗前需要按實車狀態(tài)準(zhǔn)備螺紋連接系統(tǒng)中涉及的各個零部件。 試驗螺栓需要對頭部和尾部進(jìn)行磨平處理，在處理的過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，滿足扭矩轉(zhuǎn)角法適用條件，結(jié)合統(tǒng)計分析螺紋接頭試驗數(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，螺栓永久伸長量為（0.02～0.26）mm， 在此工藝下15 個樣本軸向力均值為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)分布圖見圖2。需要說明的是5M1E 的變化會對終擰扭矩造成影響，在車型導(dǎo)入制造基地后，需要在過程能力穩(wěn)定的情況下，統(tǒng)計分析進(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，對于這類橫穿螺栓鎖緊結(jié)構(gòu)，在使用超聲波設(shè)備測量軸向力時， 需要分析超聲波測量波形對比原始波是否有明顯變化，在有明顯變化的情況下，設(shè)備自動拾取的點可能不準(zhǔn)確， 進(jìn)而造成軸力測量不準(zhǔn)確的問題，這是由于這類結(jié)構(gòu)在特定的情況下，伴隨著擰緊過程螺栓會產(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 球銷轉(zhuǎn)動扭矩測量

為了測量轉(zhuǎn)動扭矩，將球銷球面加工為六方，測量示意圖見圖3。 按90N·m+90°工藝擰緊后，用能生成擰緊曲線的扭矩扳手轉(zhuǎn)動球銷， 讀取轉(zhuǎn)動扭矩值時考慮安全系數(shù)，取滑移點處對應(yīng)的扭矩值，轉(zhuǎn)動扭矩曲線見圖4。

圖3 測量模型圖Fig.3 Measurement model figure

圖4 轉(zhuǎn)動曲線示意圖Fig.4 The rotation curve diagram

讀取滑移點扭矩值，測量5 個樣本扭矩值見表1，從表中數(shù)據(jù)可知，在螺栓預(yù)緊力穩(wěn)定的情況下，球銷轉(zhuǎn)動扭矩也趨于穩(wěn)定。

表1 扭矩測量值Tab.1 The torque measurement

2.3 球銷切向摩擦力計算

球銷轉(zhuǎn)動半徑為10.5mm 見圖3，由式（1）計算擰緊螺栓后沿球銷切向摩擦力。

其中：F—切向摩擦力；T—轉(zhuǎn)動扭矩；R—球銷轉(zhuǎn)動半徑。

計算沿球銷切向摩擦力數(shù)值見表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 球銷與轉(zhuǎn)向節(jié)連接副摩擦系數(shù)測定

球銷材料為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，機加表面，表面粗糙度為Ra3.2。 試驗?zāi)Ｐ腿鐖D6 所示，試驗板材料及表面狀態(tài)與轉(zhuǎn)向節(jié)相同，試驗軸套材料及表面狀態(tài)與球銷相同。

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

如圖6 所示，在鋁板上施加恒定正壓力30kN，再從0開始持續(xù)緩慢對軸套施加力，直至中間試驗件滑動，記錄完整試驗曲線，試驗曲線見圖7，從曲線識別滑移點，對應(yīng)的力值即為滑移力。

圖6 試驗?zāi)Ｐ蛨DFig.6 Test model figure

圖7 試驗曲線圖Fig.7 Test curve

按式（2）即可計算出摩擦系數(shù)。

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

試驗樣本5 件，計算摩擦系數(shù)見表3，轉(zhuǎn)向節(jié)與球銷摩擦副摩擦系數(shù)穩(wěn)定。

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

2.5 球銷抱緊力計算

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，沿球銷徑向產(chǎn)生非一致的抱緊力，抱緊球銷示意見圖8，考慮轉(zhuǎn)向節(jié)對球銷的整體抱緊力。

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

按式（3）計算可得到抱緊力。

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

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

圖9 球銷受力示意圖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)行符合性評判：

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

本次設(shè)計中，F(xiàn)′為53.4kN，αf 為50.94kN，滿足式（4）要求，故設(shè)計滿足要求。后續(xù)數(shù)輪強度耐久和綜合耐久中該球銷連接點狀態(tài)良好，無松動異響等問題。

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，但有一定的局限性， 對于不符合力學(xué)模型要求的連接系統(tǒng)無法進(jìn)行評判， 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連接擰緊工藝的設(shè)計及可靠性評價方法，該方法在轎車、SUV 等車型上進(jìn)行了應(yīng)用，設(shè)計符合率100%，為該類結(jié)構(gòu)提供了一種高效、準(zhǔn)確的評判方法。