CN113239467A - 汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法。汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法包括以下步骤：S1：通过仿真分析获得在一个工况下，螺栓的承受载荷；S2：根据承受载荷的类型和幅值，选定螺栓的规格；S3：计算螺栓的紧固力矩。本发明提供的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，通过仿真分析获得螺栓所承受的载荷状况，通过仿真分析获得的承受载荷与实际载荷差异较小；利用该承受载荷所计算的紧固力矩，与螺栓实际使用过程中的载荷匹配度较高。

Description

汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法

技术领域

本发明涉及汽车技术领域，尤其涉及一种汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法。

背景技术

汽车的悬架系统，其零部件之间大多通过螺栓进行连接。螺栓的预紧力过低则达不到连接和紧固的效果；预紧力过高则会损害零部件的对接面，从而造成螺栓本身或悬架系统中的其他零部件的疲劳断裂。然而，现阶段，计算所得到的紧固力矩通常与实际使用时的载荷匹配度较差，若依照这样的紧固力矩拧紧螺栓，无法到达良好的连接效果。

发明内容

本发明旨在至少解决现有技术中存在的技术问题之一。为此，本发明提出一种汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，计算所得的紧固力矩与螺栓的实际载荷需求匹配度较高。

根据本发明的实施例的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，包括以下步骤：S1：通过仿真分析获得在一个工况下，所述螺栓的承受载荷；S2：根据所述承受载荷的类型和幅值，选定所述螺栓的规格；S3：计算所述螺栓的所述紧固力矩。

根据本发明实施例的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，至少具有如下有益效果：该推算方法通过仿真分析获得螺栓所承受的载荷状况，通过仿真分析获得的承受载荷与实际载荷差异较小；利用该承受载荷所计算的紧固力矩，与螺栓实际使用过程中的载荷匹配度较高。

根据本发明的一些实施例，所述S1具体为：对所述汽车悬架系统进行动力学建模，然后设置所述汽车悬架系统的动力学模型的输入载荷，获得所述承受载荷；所述承受载荷包括：沿空间直角坐标系的三个坐标轴方向上的外力F_X，F_Y和F_Z1，以及，绕空间直角坐标系的三个坐标轴的扭矩M_X，M_Y和M_Z。

根据本发明的一些实施例，所述S3中，采用以下公式进行计算所述紧固力矩：

其中，M_A为所述紧固力矩，F_Mzul为允许装配预紧力，A₀为所述螺栓的最小截面积，v为拧紧期间所述螺栓的屈服点应力的利用系数，R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服点，d₀为所述螺栓的螺纹的外径，d₂为所述螺栓的螺纹的中径，P为所述螺栓的螺距，μ_Gmin为所述螺栓的螺纹摩擦系数最小值，μ_Kmin为所述螺栓的支承面摩擦系数最小值。

根据本发明的一些实施例，在所述S3之后还执行以下步骤：S4：根据所述螺栓的拧紧方式和调整方式选定拧紧系数，计算所述螺栓的最大装配预紧力，验证所述最大装配预紧力是否满足F_Mzul＞F_Mmax，其中，F_Mmax为所述最大装配预紧力；若不满足F_Mzul＞F_Mmax，则重新选择所述螺栓的规格，或者重新选择v的值和R_P0.2min的值，直至能够满足F_Mzul＞F_Mmax，然后重新计算所述紧固力矩。

根据本发明的一些实施例，所述S4中，所述最大装配预紧力采用以下公式进行计算：

F_Mmin＝F_KQ+(1-Φ_n)F_A+F_Z2；

F_Mmax＝α_A·F_Mmain；

其中，α_A为所述拧紧系数，F_KQ为通过摩擦力传递横向的载荷或扭矩的最小夹紧力，F_Qmax为螺纹连接系统所承受的最大横向载荷，M_Ymax为螺纹连接系统所承受的最大轴向扭矩，q_F为横向载荷作用下的有效接触面数量，q_M为横向扭矩作用下的有效接触面数量，μ_Tmin为被连接件接触面之间的摩擦系数，r_a为被连接件接触面之间的等效半径，n为载荷导入系数，Φ_n为在载荷导入系数影响下的载荷因子，δ_P为被连接件的弹性变形量，δ_S为所述螺栓的弹性变形量，F_Z2为表面粗糙度导致的夹紧力降低值，f_Z为嵌入变形量，F_A为螺纹连接系统的轴向载荷，F_Mmin为最小装配预紧力。

根据本发明的一些实施例，对于所述S4，当所述螺栓采用过屈服拧紧方式进行拧紧时，所述拧紧系数设置为1。

根据本发明的一些实施例，还包括：S5：验证螺纹连接系统的防滑安全系数和交变应力安全系数是否满足要求。

根据本发明的一些实施例，还包括：S6：设置多个所述工况，在每一所述工况下，所述输入载荷不同；利用所述S1至所述S5计算在每一所述工况下同一个所述螺栓的所述紧固力矩，将多个所述紧固力矩的最大值设定为工艺设计值。

根据本发明的一些实施例，通过对所述汽车悬架系统中的轮胎设置多个载荷以设置多个所述工况。

本发明的附加方面和优点将在下面的描述中部分给出，部分将从下面的描述中变得明显，或通过本发明的实践了解到。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，在本发明的描述中，若干的含义是一个以上，多个的含义是两个以上，大于、小于、超过等理解为不包括本数，以上、以下、以内等理解为包括本数。如果有描述到第一、第二只是用于区分技术特征为目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量或者隐含指明所指示的技术特征的先后关系。

本发明的描述中，除非另有明确的限定，设置、安装、连接等词语应做广义理解，所属技术领域技术人员可以结合技术方案的具体内容合理确定上述词语在本发明中的具体含义。

本发明的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示意性实施例”、“示例”、“具体示例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。

本发明中关于推算方法的步骤的“S1”、“S2”等标号，如没有特别说明或者不能明确推导出步骤的顺序，则标号中的数字并不严格限定步骤的先后顺序。

本发明提供了一种汽车悬架零部件螺栓紧固力矩推算方法(以下简称推算方法)，该推算方法用于计算汽车悬架系统中的螺栓的紧固力矩。该推算方法包括以下步骤：S1、通过仿真分析获得在某一个工况下，螺栓的承受载荷；S2、根据承受载荷的类型和幅值，选择螺栓的规格；S3、初步确定螺栓的规格后，计算螺栓的紧固力矩。该推算方法通过仿真分析获得螺栓所承受的载荷状况，通过仿真分析获得的承受载荷与实际载荷差异较小；利用该承受载荷所计算的紧固力矩，与螺栓实际使用过程中的载荷匹配度较高。

具体来说，步骤S1为：对汽车悬架系统进行动力学建模，然后设置汽车悬架系统的动力学模型的输入载荷，获得螺栓的承受载荷；螺栓的承受载荷包括：沿空间直角坐标系的三个坐标轴方向的外力F_X，F_Y和F_Z1，以及绕空间直角坐标系的三个坐标轴的扭矩M_X，M_Y和M_Z。这里提到的空间直角坐标系为建模时所选取的坐标系，选取的坐标系不同，螺栓沿坐标轴方向的受力或力矩数值会发生变化，但螺栓实际的受力情况不变，坐标系如何选取并不影响实际分析效果。

汽车悬架系统包括前悬架、后悬架、转向系统、稳定杆、轮胎系统、弹性元件等，对应地，所建立的汽车悬架系统的动力学模型包括上述部件的形状、位置、尺寸等参数。此外，下文用于介绍公式的部分会提到螺纹连接系统和被连接件这两个概念，此处先进行说明。被连接件指被同一个螺栓连接的零件，被连接件通常为两个(也有同一个螺栓连接两个以上的零件的情况)；被连接件通过螺栓进行连接后所形成的系统则为螺纹连接系统。汽车悬架系统包括多个零部件，因此汽车悬架系统包括多个螺纹连接系统；而在汽车悬架系统的动力学模型确定的情况下，螺纹连接系统的动力学模型也是确定的；螺纹连接系统的载荷也可以通过对汽车悬架系统的载荷的仿真分析得到。

汽车行驶的过程中，汽车悬架系统会遇到多种不同的使用工况，例如：前行制动、极限转弯、倒车台阶冲击、转弯过坑冲击、整车过坎冲击、整车过坑冲击、前行冲击、倒车冲击、无定向路牙冲击等。汽车悬架系统的输入载荷主要因轮胎的载荷变化而变化，因此，在仿真分析中主要通过改变轮胎的载荷的数值改变汽车悬架系统的对应工况。设置汽车悬架系统的输入载荷后，根据动力学模型中各部件的约束关系，可以获得螺栓的承受载荷。上述仿真分析流程可以通过ADAMS/CAR软件实现，具体的建模操作和参数调整操作此处不详细介绍。需要说明的是，本发明提供的推算方法不仅局限于汽车悬架系统中的其中一个螺栓，当汽车悬架系统的模型确定时，汽车悬架系统中的每一个螺栓的紧固力矩均能够使用该推算方法进行计算。

S2中，承受载荷根据分类方式的不同可以分为水平载荷和垂直载荷，或者分为静载荷和动载荷，等等，选择的螺栓规格应当匹配螺栓的承受载荷的类型；螺栓强度也与螺栓的规格相关，螺栓的强度需要高于承受载荷的幅值。

下面具体介绍用于计算螺栓的紧固力矩的相关公式，这些公式主要基于德国工程师协会发布的VDI 2230指南。相对于一些简单的经验公式，本发明中所采用的公式精确性较高，有利于提高计算所得到的紧固力矩与实际载荷的匹配度，提高汽车悬架系统的结构稳定性。

S3中，采用以下公式进行计算螺栓的紧固力矩：

下面说明上述两个公式中各字母或参数的含义。M_A为紧固力矩，F_Mzul为允许装配预紧力，A₀为螺栓的最小截面积，ν为拧紧期间螺栓的屈服点应力的利用系数，R_P0.2min为螺栓的最小屈服点，d₀为螺栓的螺纹的外径，d₂为螺栓的螺纹的中径，P为螺栓的螺距，μ_Gmin为螺栓的螺纹摩擦系数最小值，μ_Kmin为螺栓的支承面摩擦系数最小值。当螺栓的规格选定后，螺栓的尺寸参数、材料是可以确定的，S3中的两条公式中的A₀、d₀、d₂、P、μ_Gmin和μ_Kmin便可确定。为了最大程度地使用螺栓的强度，v可以设置为0.9；v的数值确定后，R_P0.2min的值可以查询VDI2230第一部分(part 1)中的表A1-A4获得，此处不具体描述。

本发明的推算方法还包括步骤S4，S4包括：选定拧紧系数，计算时螺栓的最大装配预紧力(记为F_Mmax)，验证最大装配预紧力是否满足F_Mzul＞F_Mmax，若不满足F_Mzul＞F_Mmax，则重新选择螺栓的规格，或者重新选择ν的值和R_P0.2min的值，直至能够满足F_Mzul＞F_Mmax，然后重新计算紧固力矩。这一步骤主要是为了进行初步校核，避免预紧力过大损害被连接件。上述验证只是一个初步校核，计算紧固力矩后还可以进行S5步骤：验证螺纹连接系统的防滑安全系数和交变应力安全系数是否满足要求，防滑安全系数和交变应力安全系数的具体计算公式请参考VDI 2230。若不满足要求，则重新选择螺栓的规格，或者重新选取与计算相关的参数。

计算F_Mmax前需要选定螺栓的拧紧系数，螺栓的拧紧系数可以根据螺栓的紧固方式和调整方式进行选择，具体可参考VDI 2230第一部分(part 1)中的表A8。此处简要介绍一下拧紧系数的概念，拧紧系数为最大预紧装配力和最小预紧装配力两者的比值。此外，对于汽车悬架系统的某一些螺栓，螺栓采用过屈服拧紧的方式(即，将螺栓拧紧至刚过其屈服极限点，通常也叫作屈服点拧紧法)进行拧紧，在这种情况下，拧紧系数可以设置为1。

F_Mmax需要结合以下几个公式计算获得：

F_Mmin＝F_KQ+(1-Φ_n)F_A+F_Z2；

F_Mmax＝α_A·F_Mmin；

其中，α_A为所述拧紧系数，F_KQ为通过摩擦力传递横向的载荷或扭矩的最小夹紧力，F_Qmax为螺纹连接系统所承受的最大横向载荷，M_Ymax为螺纹连接系统所承受的最大轴向扭矩(轴向扭矩指绕螺栓的轴线的扭矩)，q_F为横向载荷作用下的有效接触面数量，q_M为横向扭矩作用下的有效接触面数量，μ_Tmin为被连接件接触面之间的摩擦系数，r_a为被连接件接触面之间的等效半径，n为载荷导入系数，Φ_n为在载荷导入系数影响下的载荷因子，δ_P为被连接件的弹性变形量，δ_S为螺栓的弹性变形量，F_Z2为表面粗糙度导致的夹紧力降低值，f_Z为嵌入变形量，F_A为螺纹连接系统的轴向载荷，F_Mmin为最小装配预紧力。

上述参数中，“有效接触面”指螺纹连接系统中能够有效传递力或力矩的界面；“横向”指与螺栓的轴线垂直的方向。在交变载荷下，螺栓连接系统会发生嵌入现象，即螺栓部分嵌入被连接件中，嵌入现象会导致预紧力的损失，δ_P、δ_S和f_Z便是对应嵌入现象时的参数。载荷导入系数是单位外载荷作用下引起的螺栓头部轴向位移与夹紧件轴向位移量的比值；此处的外载荷实际上为螺栓连接系统的载荷，外载荷通过一定的比例分配传递到螺栓，这个比例即载荷因子。

在一些实施例中，推算方法还包括步骤S6，S6包括：设置多个工况，每一工况下所述汽车悬架系统的输入载荷不同；利用步骤S1至S5计算每一工况下同一个螺栓的紧固力矩，将多个紧固力矩的最大值设定为工艺设计值。该工艺设计值即汽车悬架系统实际生产组装过程中，对紧固工具所设定的用于拧紧螺栓的力矩数值。这样设置充分考虑了汽车悬架系统的使用工况的多变性，有利于保证螺栓连接强度在多种工况下的可靠性。

上面对本发明实施例作了详细说明，但是本发明不限于上述实施例，在所属技术领域普通技术人员所具备的知识范围内，还可以在不脱离本发明宗旨的前提下作出各种变化。此外，在不冲突的情况下，本发明的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

Claims (9)

1.汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，用于计算汽车悬架系统中的螺栓的紧固力矩，其特征在于，包括以下步骤：

S1：通过仿真分析获得在一个工况下，所述螺栓的承受载荷；

S2：根据所述承受载荷的类型和幅值，选定所述螺栓的规格；

S3：计算所述螺栓的所述紧固力矩。

2.根据权利要求1所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，所述S1具体为：对所述汽车悬架系统进行动力学建模，然后设置所述汽车悬架系统的动力学模型的输入载荷，获得所述承受载荷；所述承受载荷包括：沿空间直角坐标系的三个坐标轴方向上的外力F_X，F_Y和F_Z1，以及，绕空间直角坐标系的三个坐标轴的扭矩M_X，M_Y和M_Z。

3.根据权利要求2所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，所述S3中，采用以下公式进行计算所述紧固力矩：

其中，M_A为所述紧固力矩，F_Mzul为允许装配预紧力，A₀为所述螺栓的最小截面积，v为拧紧期间所述螺栓的屈服点应力的利用系数，R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服点，d₀为所述螺栓的螺纹的外径，d₂为所述螺栓的螺纹的中径，P为所述螺栓的螺距，μ_Gmin为所述螺栓的螺纹摩擦系数最小值，μ_Kmin为所述螺栓的支承面摩擦系数最小值。

4.根据权利要求3所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，在所述S3之后还执行以下步骤：

S4：根据所述螺栓的拧紧方式和调整方式选定拧紧系数，计算所述螺栓的最大装配预紧力，验证所述最大装配预紧力是否满足F_Mzul＞F_Mmax，其中，F_Mmax为所述最大装配预紧力；若不满足F_Mzul＞F_Mmax，则重新选择所述螺栓的规格，或者重新选择v的值和R_P0.2min的值，直至能够满足F_Mzul＞F_Mmax，然后重新计算所述紧固力矩。

5.根据权利要求4所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，所述S4中，所述最大装配预紧力采用以下公式进行计算：

F_Mmin＝F_KQ+(1-Φ_n)F_A+F_Z2；

F_Mmax＝α_A·F_Mmin；

其中，α_A为所述拧紧系数，F_KQ为通过摩擦力传递横向的载荷或扭矩的最小夹紧力，F_Qmax为螺纹连接系统所承受的最大横向载荷，M_Ymax为螺纹连接系统所承受的最大轴向扭矩，q_F为横向载荷作用下的有效接触面数量，q_M为横向扭矩作用下的有效接触面数量，μ_Tmin为被连接件接触面之间的摩擦系数，r_a为被连接件接触面之间的等效半径，n为载荷导入系数，Φ_n为在载荷导入系数影响下的载荷因子，δ_P为被连接件的弹性变形量，δ_S为所述螺栓的弹性变形量，F_Z2为表面粗糙度导致的夹紧力降低值，f_Z为嵌入变形量，F_A为螺纹连接系统的轴向载荷，F_Mmin为最小装配预紧力。

6.根据权利要求4所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，对于所述S4，当所述螺栓采用过屈服拧紧方式进行拧紧时，所述拧紧系数设置为1。

7.根据权利要求4或5所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，还包括：S5：验证螺纹连接系统的防滑安全系数和交变应力安全系数是否满足要求。

8.根据权利要求7所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，还包括：

S6：设置多个所述工况，在每一所述工况下，所述输入载荷不同；利用所述S1至所述S5计算在每一所述工况下同一个所述螺栓的所述紧固力矩，将多个所述紧固力矩的最大值设定为工艺设计值。

9.根据权利要求8所述的汽车悬架零部件连接螺栓的紧固力矩推算方法，其特征在于，通过对所述汽车悬架系统中的轮胎设置多个载荷以设置多个所述工况。