汽车铝合金轮毂螺栓联接力学分析

为提升汽车铝合金轮毂螺栓联接轴力保证轮毂螺栓联接的安全可靠性, 建立轮毂螺栓锥面联接旋紧过程力学分析模型, 研究轮毂螺栓联接结构设计对轴力提升的影响因素, 分析轮毂锥孔的弹塑性状态, 利用Abaqus分析啮合螺纹轴力分布规律及螺栓联接轴力与旋紧力矩的关系, 提出轮毂螺栓联接的轴力提升方法和改进措施。

仿真结果表明, 减小螺母锥面联接摩擦力、增大螺母锥角及旋紧力矩、改变螺母锥面结构形式均可提升轮毂螺栓联接轴力, 轮毂及啮合螺纹的承载能力影响螺栓联接轴力的提升程度。通过轮毂螺栓联接实验验证了理论分析结果。

螺栓联接是汽车轮毂的主要联接方式, 其轴力设计及控制影响轮毂螺栓联接的安全可靠性, 提升螺栓联接轴力可增强螺栓联接防松能力和螺栓疲劳强度。轮毂螺栓联接轴力为汽车轮毂螺栓联接件紧固时作用在螺栓上的拉力, 国内外学者在螺栓联接轴力方面已做了一些工作, 钱海挺等通过理论和实验从轮毂材料、轮毂使用次数、紧固件结构形式等方面分析车轮螺栓联接轴力。章伊华等借助有限元数值模拟方法研究螺栓联接设计中的最佳螺栓联接轴力。

Nassar等分析扭矩系数的影响因素, 从拧紧速度、表面粗糙度等方面进行实验研究。Eccles等研究重复拧紧次数对镀锌螺纹紧固件摩擦因数的影响规律, 实验证明重复使用未润滑的镀锌螺纹紧固件导致摩擦因数增大, 螺栓联接轴力减小。朱林波等根据冲头接触模型计算螺纹联接结合面的实际接触压力, 从理论上分析螺栓联接轴力的影响因素。崔霄霖利用螺母位移与锥面联接过盈量之间的关系分析轮毂螺栓联接轴力。莫易敏等通过拧紧实验和横向振动实验研究摩擦系数对微车高强度螺栓联接性能的影响, 证明摩擦系数增大, 螺栓防松性能越好而扭矩转化率越低。

目前国内汽车铝合金轮毂螺栓联接对其轴力尚未制定标准, 但美国福特汽车公司等世界知名企业有标准要求, 因此给我国铝合金轮毂出口带来了一定影响。为此本文以提高汽车铝合金轮毂螺栓联接轴力为目标开展其理论和仿真分析及实验验证。

根据汽车铝合金轮毂螺栓锥面联接结构, 建立旋紧过程力学分析模型, 研究轮毂螺栓联接结构设计对轴力提升的影响因素, 分析轮毂锥孔的弹塑性状态、啮合螺纹轴力分布规律及螺栓联接轴力与旋紧力矩的关系, 提出轮毂螺栓联接的轴力提升方法和改进措施。

1 轮毂螺栓联接力学模型

1.1 轮毂螺栓联接结构

轮毂螺栓联接结构如图1所示, 螺母1在旋紧力矩作用下与轮毂2相互挤压产生结合压力, 依靠结合面间的摩擦力传递力矩, 螺母1与螺栓3联接固定轮毂, 螺母螺纹斜面对螺栓螺纹产生的作用力矩转化成轮毂螺栓联接轴力。

图1 轮毂螺栓联接结构

1.2 轮毂螺栓联接力学分析

轮毂与螺母锥面联接受力分析如图2所示。

图2 轮毂与螺母锥面联接受力分析图

锥面接触半径r= (d1+d2) /4- (x-s-l/2) tanβ, 选取一轴向微元段dx, 根据轴向受力平衡关系得到

式中:d1为螺母小端直径;d2为螺母大端直径;l为锥面结合长度;β为螺母半锥角;p为锥面结合压力;F为轮毂螺栓联接轴力。由此得到螺栓联接轴力F为

将结合压力产生的摩擦力转化为作用在圆周半径上的力, 经分析得到

式中:μb、Tb分别为螺母锥面联接摩擦因数、摩擦力矩。

螺母与螺栓联接受力分析如图3所示。

图3 螺母与螺栓联接受力分析

螺栓固定不动可等效为悬臂梁, 其受到的等效载荷包括轴向载荷Fz和弯矩M。将螺纹面接触模型简化成弹性冲头接触问题, 得到螺纹面摩擦力矩Tt和螺栓拉伸力矩Tp分别为:

式中:μt为螺纹面摩擦因数;α为牙型半角;ψ为螺纹升角;rt为螺纹有效接触半径。

施加在螺母上的旋紧力矩T和各部分力矩之间的关系为

1.3 轮毂锥孔弹塑性分析

轮毂锥孔应力计算以简单厚壁圆筒过盈联接为计算基础, 轮毂锥孔相当于只受内压力的厚壁圆筒, 内压较小时, 处于弹性状态;内压大于弹性极限压力时, 处于弹塑性状态;内压继续增大直到整个轮毂锥孔进入塑性状态, 此时轮毂已无法使用。针对轮毂实际使用情况, 对轮毂锥孔进行弹塑性分析。轮毂锥孔半径r处的径向应力σr、切向应力σθ如表1所示。表1中, σs、pp分别表示轮毂屈服强度、锥面结合压力。

表1 轮毂锥孔弹塑性分析

由表1可知, 轮毂内表面处出现最大径向应力, 从轮毂内表面到外表面切向应力先增大后减小, 在弹塑性分界面处达到最大值, 轮毂内表面最先发生屈服。

2 轮毂螺栓联接轴力分析

由公式 (1) ~ (5) 可知, 螺栓联接轴力计算值有四个决定因素:螺纹升角、螺母锥角、螺纹面摩擦因数及螺母锥面摩擦因数。已知旋紧力矩T=98 N·m, E=72 GPa, ν=0.33, d1=15 mm, d2=22 mm[14], 由螺栓及螺母参数可知, 螺距P=1.25, α=30°, β=30°, d=12 mm, l=17 mm, μb=0.3, μt=0.25。图4为理论计算得到的轮毂螺栓联接轴力变化规律。

图4 螺栓轴力变化规律

由图4a) 可知:随着螺纹升角ψ增大, 螺栓轴力F减小。已知ψ=arctan[P/ (πd2) ], ψ大小取决于螺距, 因此, 应采用细牙螺纹来提升螺栓轴力;由于螺纹标准限制, 螺距减小的幅度较小, 且ψ增大0.01 rad, F减小0.1 k N, 说明减小螺纹升角可使螺栓轴力增大, 但效果不太明显。

由图4b) 可知:随着螺母半锥角β增大, 螺栓轴力F增大, β增大0.1 rad, F增大1.9 k N, 螺母锥角改变时, 忽略锥面摩擦因数的改变, 仅考虑锥面接触面积 (摩擦力矩) 变化, 增大螺母锥角可使螺栓轴力得到一定提升。

由图4c) 、4d) 可知:螺纹面摩擦因数μt、螺母锥面摩擦因数μb均增大0.05时, F分别减小0.5 k N、4.5 k N, 由于螺纹结构比较复杂, 对螺纹面进行表面处理难度较大, 相比之下, 改变螺母锥面摩擦状态来提升螺栓轴力的效果更好, 操作更方便。

3 螺栓联接结构仿真分析

3.1 有限元模型及应力分析

利用Abaqus分析轮毂螺栓联接模型。简化轮毂结构, 由于螺纹升角对螺栓轴力影响不大, 为了方便建模, 忽略螺纹升角, 建立有限元仿真模型。设置材料属性, 定义螺栓、螺母为弹性材料, 弹性模量为210 GPa, 泊松比为0.3, 轮毂为弹塑性材料。分析步类型设为Static、General。设置接触模型, 接触面均设为罚函数形式的硬接触, 滑移方式选择small sliding。轮毂采用结构化网格, 螺母、螺栓螺纹采用扫略网格。对螺母施加位移和转角, 真实模拟轮毂螺栓联接旋紧过程。轮毂螺栓联接有限元模型如图5所示。

图5 轮毂螺栓联接有限元模型

通过上述建模和设置, 提交Job进行有限元计算, 图6为求解后得到的螺栓联接应力图及螺栓轴力-螺母半锥角曲线图。

图6 螺栓联接仿真模型验证

从图6a) 可以看出, 轮毂锥孔内表面应力最大, 应力分布与表1一致;由于仿真模型考虑到轮毂的弹塑性, 图6b) 中螺栓轴力与图4b) 中的理论分析结果相差1.5 k N左右, 在合理范围之内, 且螺栓轴力变化规律相同, 证明了有限元模型的准确性。

由图7可知, 随着螺栓轴力增大, 轮毂锥孔内表面应力分布区域逐渐扩大, 其应力增长速度先快后慢, 达到屈服强度时轮毂进入弹塑性状态。螺栓轴力过大时轮毂锥孔被破坏, 影响轮毂的正常使用。

图7 不同螺栓轴力的螺栓联接应力分布规律

3.2 啮合螺纹轴力分布

旋紧螺母后, 螺栓轴力被分配到各阶啮合螺纹接触面上。根据图6a) 中的螺栓联接结构沿轴向从下而上分别对螺纹进行编号, 以螺栓联接啮合螺纹的第1阶螺纹为起点, 通过有限元分析得到不同螺栓轴力下的啮合螺纹轴力分布规律, 如图8所示。

图8 不同螺栓轴力下的啮合螺纹轴力分布

由图8可知, 各阶螺纹承担的轴力依次减小, 其分布不均匀。螺栓轴力为7 k N时, 前3阶螺纹承担全部轴力的70.2%, 第1阶螺纹承担38.1%, 第10阶螺纹仅承担2%, 且螺栓轴力分别为7 k N、6.5 k N、4 k N时, 随螺栓轴力变化, 螺纹轴力分配比例不会发生明显变化。由此可知, 第1阶啮合螺纹处承载最大, 最容易发生螺栓断裂。

3.3 螺栓联接轴力分析

从螺母锥角、螺母锥面摩擦因数及螺母锥面结构形式三方面得到螺栓轴力仿真结果。由图6b) 可知, 旋紧力矩为98 N·m时, 螺母锥角由60°增大为70°, 螺栓轴力增大2.484kN。由图9a) 可知, 螺母锥面摩擦因数由0.2增至0.4, 对应的螺栓轴力减小8.191kN。影响螺栓轴力的因素也包括轮毂螺栓联接自身的结构形式, 图9b) 中螺母为锥形结构、球形结构时, 对应的螺栓轴力分别为15.048kN、17.105kN, 球形结构螺栓轴力大2.057kN。

图9 螺栓轴力仿真结果

从图9中也可以看出, 旋紧力矩小于110 N·m时, 螺栓轴力与旋紧力矩近似成线性关系;旋紧力矩增加到110 N·m时, 轮毂锥孔内表面开始发生屈服, 螺栓轴力缓慢上升且与旋紧力矩成非线性关系;旋紧力矩为120 N·m时, 螺栓轴力达到最大值, 此时轮毂变形比较严重, 螺栓轴力开始出现下降趋势。

4 轮毂螺栓联接实验

实验采用马克拉 (MAKRA) 弯曲疲劳测试机, 由电阻式应变传感器测量轴向应变, 日置存储记录仪记录不同旋紧力矩下的螺栓变形量。轮毂螺栓联接实验中, 螺栓轴力F与轴向应变ε关系为

实验轮毂为标准铝合金轮毂, 螺栓统一为滚花键档螺栓, 螺母为六角锥型螺母。以螺母锥角、螺母锥面摩擦因数为研究对象进行实验。螺栓轴力理论、仿真与实验结果对比图及其误差分别如图10、表2和表3所示。

图1 0 理论、仿真与实验结果对比图

表2 不同螺母锥角的螺栓轴力误差

表3 不同螺母锥面摩擦因数的螺栓轴力误差

由图10、表2和表3可知, 理论、仿真与实验结果相差不大, 螺母锥角从59°变动到61°, 其理论值、仿真值与实验值最大相差分别为1.49 k N、1.52 k N。螺母锥面摩擦因数从0.2变动到0.4, 对应的最大差值分别为2.5 k N、3.54 k N。由于实验值离散性比较大, 且螺母锥面摩擦因数对轮毂螺栓联接轴力影响程度较大[15], 误差值在合理范围之内, 轮毂螺栓联接实验验证了理论分析结果和仿真结果。

5 结论

1) 增大螺母锥角与旋紧力矩、减小螺母锥面联接摩擦力、改变螺母锥面结构形式均可提升轮毂螺栓联接轴力, 有效控制旋紧力矩以防止轮毂变形严重、螺栓轴力下降。

2) 螺纹升角、螺纹联接摩擦力影响轮毂螺栓联接轴力, 其中, 螺纹升角影响程度很小, 减小螺纹联接摩擦力对轴力的提升程度不及减小螺母锥面联接摩擦力。

3) 轮毂内表面最先发生屈服, 螺纹轴力分布不均匀, 第一阶啮合螺纹处承载最大, 螺栓联接啮合螺纹及轮毂的承载能力影响螺栓轴力。

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