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【摘要】:本文主要通过运动学仿真分析得到底盘紧固件的极限载荷,再根据极限载荷计算螺栓的强度等级和规格,最终确定紧固件预紧力的大小和拧紧力矩。
【关键词】:载荷,紧固件,预紧力,拧紧力矩
1 前言
扭矩衰减、螺栓断裂和螺纹滑牙等现象是目前轿车底盘紧固件常见失效模式,而扭矩设定不合理是重要原因之一,下面介绍底盘悬架系统紧固件扭矩正向设定方法。
2 动力学仿真分析
根据IDEA对底盘零部件强度分析时所选择的极限工况,计算轮胎接地点的作用力,以此作为ADAMS动力学模型分析的输入载荷,最终可得底盘悬架系统紧固件受力载荷。
2.1 轮胎接地点受力计算方法
2.1.1 汽车以2.5g的垂直加速度上下跳动
图1汽车受力图
根据图1的受力图对前、后轮接地点取力矩得:
;
2.1.2 满载时汽车以0.65g减速度制动
根据图1的受力图对前、后轮接地点取力矩得:
2.1.3 满载时汽车以0.7g加速度加速
根据图1的受力图对前、后轮接地点取力矩得:
2.1.4满载转向工况(最大侧向加速度为0.7g)
图2 转向时汽车的离心力分配
根据图2的受力图将离心力沿质心取力矩后得:
注:以上计算忽略滚动阻力、空气阻力以及旋转质量产生的惯性力偶矩。
式中 为垂向加速度、m为满载质量、a、b分别为质心至前后轴的距离、L为轮距、
为质心高度、
为制动减速度、
为加速度、
为前轮转角、
为侧向加速度。
2.2 ADAMS模型仿真分析
以前悬架系统动力学模型进行仿真分析,分别得到各连接螺栓所受到的最大载荷。
图3 模型加载方式
根据前悬架参数,结合轮胎接地点受力计算方法(同2.1),计算得到各种极限工况的仿真输入载荷,如表1所示。
表1 前悬架仿真输入载荷
根据以上所求得的汽车在各种工况下,各硬点所受的X、Y、Z 三个方向力的大小,比较得出螺栓所受载荷最大的工况,即前悬架各连接点在各极限工况下的受力及其载荷最大值。
3 螺栓强度计算方法
下面以摆臂前衬套连接螺栓受力为例来介绍螺栓强度计算方法。
如螺栓的载荷:横向载荷=11447.3N、轴向载荷=5928.3N;
根据螺栓受到复合载荷(轴向载荷P和横向载荷R)的强度校核计算公式:
螺栓的总轴向力:
选取性能等级为10.9级的螺栓,因此屈服强度 =900MPa。根据查机械设计手册选取,安全系数n取1.5,预紧系数
取4.0,相对刚度系数
取0.3,将以上已知条件代入后得:
根据 求得d≥10.2mm,根据该小径的大小,查机械设计手册可知至少应选择公称直径为M12的螺栓。
4 拧紧力矩计算方法
下面以10.9级的M12×1.25的螺栓进行拧紧力矩计算。
根据预紧力计算公式:
式中 —螺栓材料的屈服极限,MPa;
—螺栓公称应力截面积,
;
为了增强螺纹连接的刚性、紧密性、放松能力以及防止受横向载荷螺栓连接的滑动,多数螺纹连接在装配时都要预紧。其拧紧扳手力矩T是用于克服螺纹副的螺纹阻力矩 及螺母与被连接件(或垫片)支撑面间的端面摩擦阻力矩
。可得:
(K—拧紧力矩系数,计算时取0.181)
已知10.9级螺栓的屈服极限 =900MPa,
=92.03
,则预紧力
的限值为:
=41413.5N~57978.9N
所以,M12×1.25螺栓的拧紧力矩为:
T= =0.2
=0.181×41413.5×12~0.181×57978.9×12
=89950N.mm~125930N.mm=90N.m~125.9N.m。
5 结论
1)提供一种底盘紧固件扭矩正向设定方法,即通过动力学分析计算出紧固件所受到的最大载荷,再根据该最大载荷来确定紧固件的规格和强度等级,最后确定拧紧力矩的大小。
2)计算时应考虑紧固件表面摩擦系数的影响。
参考文献
[1] 吴宗泽.机械设计手册.北京:机械工业出版社,2001.
[2] GB/T 16823-2螺纹紧固件紧固通则.