陳勇平，梁雪晴，陳良平，張鵬禹，趙 陽，吳 奎

（浙江吉利新能源商用車發(fā)展有限公司，浙江 杭州 311228）

引言

商用車車型中，目前行駛系統(tǒng)的車輪均通過車輪螺母固定在輪轂上，車輪螺母成為行駛系統(tǒng)的關(guān)鍵重要零部件，車輪螺母的鎖緊可靠性直接影響操穩(wěn)、NVH、安全等整車性能。因此保證車輪螺母的防松能力是實(shí)現(xiàn)整車性能的關(guān)鍵基礎(chǔ)。

本文針對(duì)現(xiàn)在商用車車型普遍采用的帶墊片的車輪螺母（如圖1所示）進(jìn)行研究，并以我司的一款帶墊片的車輪螺母（如圖2所示，以下簡稱螺母）為例，通過理論分析和推算來探究螺母的防松原理。

圖1 普通螺母

圖2 我司螺母

1 螺母結(jié)構(gòu)及裝配解析

市場(chǎng)上普遍使用的螺母結(jié)構(gòu)如圖3所示，本文涉及的螺母結(jié)構(gòu)如圖4所示，兩者結(jié)構(gòu)原理相似，所以本文以我司使用的螺母為例進(jìn)行分析。

圖3 普通螺母剖視圖[1]

圖4 我司螺母剖視圖

1.1 螺母結(jié)構(gòu)

螺母的本體與墊片通過圓錐面接觸，墊片可繞螺母本體旋轉(zhuǎn)，并通過壓裝工藝將墊片卡在螺母本體上。

1.2 螺母安裝位置

如圖5所示，車輪的螺栓孔與螺母的軸頸安裝配合，螺母的墊片與車輪外表面貼合，通過擰緊螺母可以將車輪固定在輪轂上。

圖5 螺母裝配示意圖

2 防松原理分析與推算

2.1 受力分析[2]

圖6 螺母受力分析示意圖

假設(shè)①螺母沿②車輪螺栓向內(nèi)擰緊時(shí)， ①螺母給③墊圈的壓緊力為F1，因?yàn)棰俾菽概c③墊圈形成圓錐面楔形結(jié)構(gòu)，所以需對(duì)①螺母與③墊圈接觸面進(jìn)行如圖所示的受力分析：

另外，①螺母與③墊圈接觸面積為S1；③墊圈與④車輪輪輞接觸面積為S2；因接觸面積均為環(huán)形，圓環(huán)面積區(qū)域的內(nèi)外直徑大小接近，所以兩個(gè)圓環(huán)的中心圓直徑相近，并根據(jù)滑動(dòng)摩擦力計(jì)算公式：

式中，μ為接觸面摩擦系數(shù)；N為接觸面正壓力。

計(jì)算如下：

①螺母與③墊圈接觸面S1處的摩擦力Fm1：

③墊圈與④車輪輪輞接觸面S2處的摩擦力Fm2：

因?yàn)棰俾菽概c③墊圈之間是表面光滑的金屬接觸面，③墊圈與④車輪輪輞之間也是表面光滑的金屬接觸面，所以：μ1≈μ2。

因?yàn)?＜θ＜90°，所以0＜cosθ＜1，根據(jù)以上推論可知：

得Fm1＜Fm2，即①螺母與③墊圈接觸面間的摩擦力會(huì)小于③墊圈與④車輪輪輞接觸面間的摩擦力。

令①螺母與③墊圈之間存在的靜摩擦力為Fm1′，最大靜摩擦力為Fm1max'，③墊圈與④車輪輪輞之間存在的靜摩擦力為Fm2′，其最大靜摩擦力為Fm2max'，因?yàn)樽畲箪o摩擦力大于滑動(dòng)摩擦力，所以Fm1max'＞Fm1，F(xiàn)m2max'＞Fm2，且最大靜摩擦力與接觸面摩擦系數(shù)和接觸面正壓力有關(guān)，F(xiàn)1'＜F2，所以Fm1max'＜Fm2max'。

圖7 螺紋貼合面S3受力分析

因?yàn)檐囕喡菟ǖ囊?guī)格為20×1.5-6 g，螺紋線n=1，所以螺母螺紋的螺距P=1.5 mm，螺紋大徑D=20 mm。導(dǎo)程S=nP=1.5 mm，于是可得螺紋中徑為：D2=D-0.6495×P=20-0.6495×1.5 =19 mm[4]。

根據(jù)螺紋中徑D2計(jì)算螺紋螺旋升角的α：

螺母與墊片的圓錐形接觸面的圓錐傾為θ：θ=15°

另外①螺母與②車輪螺栓的螺紋接觸面間也存在靜摩擦力Fm3′，最大靜摩擦力為Fm3max'，因?yàn)槁菁y螺旋升角α較小，且cosα≈1，由此可得F3=F1cos α=F1。

①螺母與②車輪螺栓的螺紋接觸面也是光滑的金屬表面，所以μ1≈μ3，由此得：

2.2 螺母松動(dòng)臨界點(diǎn)分析

因?yàn)檐囕喌穆菟着c車輪螺母軸頸處存在微小公差間隙，所以當(dāng)車輪在顛簸路況上行駛時(shí)，車輪發(fā)生振動(dòng)，使車輪可以在螺母軸頸處繞中心輕微轉(zhuǎn)動(dòng)，發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)的原因是存在慣性力Fg[5]。

因?yàn)棰蹓|圈與④車輪輪輞之間的摩擦力Fm2和①螺母與②車輪螺栓之間的摩擦力Fm3大小幾乎一致，且均大于①螺母與③墊圈之間的對(duì)應(yīng)摩擦力Fm1，所以當(dāng)③墊圈與④車輪輪輞之間未發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)時(shí)，①螺母與②車輪螺栓之間也不會(huì)發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)。

（1）車輪未發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)：

圖8 車輪未發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)受力分析

車輪未發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)：①螺母與③墊圈相對(duì)靜止，之間存在靜摩擦力Fm1'，③墊圈與④車輪輪輞相對(duì)靜止，之間存在靜摩擦力Fm2'，此時(shí)：

車輪處于相對(duì)螺母、墊片均屬于靜止?fàn)顟B(tài)，螺母未發(fā)生松動(dòng)。

（2）車輪即將發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)臨界點(diǎn)時(shí)：

圖9 車輪未發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)受力分析

①螺母與③墊圈之間達(dá)到相對(duì)靜止極限狀態(tài)，存在的靜摩擦力Fm1'達(dá)到最大靜摩擦力Fm1max'，③墊圈與④車輪輪輞之間相對(duì)靜止，存在靜摩擦力Fm2'，未達(dá)到最大靜摩擦力Fm2max'，此時(shí)：

Fm1＜Fm2＜Fm1max'=Fm1'=Fg=Fm2'＜Fm2max'。

車輪處于相對(duì)螺母、墊片均屬于靜止?fàn)顟B(tài)，螺母未發(fā)生松動(dòng)。

（3）車輪發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)：

圖10 車輪未發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)受力分析

車輪發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)：①螺母與③墊圈之間存在靜摩擦力Fm1'超過最大靜摩擦力Fm1max'，①螺母與③墊圈相對(duì)滑動(dòng)，相當(dāng)于繞軸頸中心發(fā)生輕微轉(zhuǎn)動(dòng)，接觸面之間轉(zhuǎn)為滑動(dòng)摩擦力Fm1，③墊圈與④車輪輪輞仍然相對(duì)靜止，之間存在靜摩擦力Fm2'，且由之前推論得“③墊圈與④車輪輪輞之間未發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)時(shí)，①螺母與②車輪螺栓之間也不會(huì)發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)”，所以只能③墊圈相對(duì)①螺母發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，且④車輪輪輞跟隨③墊圈也相對(duì)①螺母繞軸頸中心來回滑動(dòng)（微小轉(zhuǎn)動(dòng)）此時(shí)：

所以③墊圈與④車輪輪輞處于相對(duì)靜止?fàn)顟B(tài)，①螺母與②車輪螺栓也處于相對(duì)靜止?fàn)顟B(tài)，但是①螺母與③墊圈之間發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，④車輪輪輞跟隨③墊圈相對(duì)螺母處于轉(zhuǎn)動(dòng)狀態(tài)，以此來保證螺母不會(huì)發(fā)生松動(dòng)。

2.3 防松原理總結(jié)

經(jīng)過上述分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)螺母、墊片、車輪之間的摩擦系數(shù)如果一致或相差不大的情況下，螺母的圓錐面傾角θ大于螺紋螺旋升角α，就可以防止螺母發(fā)生松動(dòng)。根據(jù)此原理，在車輪螺母按要求擰緊、相關(guān)零部件無異常的情況下，即使車輪劇烈震動(dòng)，也不會(huì)導(dǎo)致螺母松動(dòng)，只會(huì)帶動(dòng)墊片繞軸頸中心輕微轉(zhuǎn)動(dòng)。

3 結(jié)語

以上過程即為對(duì)帶墊片的車輪螺母防松原理分析及推論，發(fā)現(xiàn)了螺母防松原理。在實(shí)際使用該防松原理的過程中，應(yīng)盡量使螺母與墊片的圓錐面傾角遠(yuǎn)大于螺紋螺旋升角，但螺母的圓錐面傾角又不宜過大，否則螺母將需要更大的擰緊力矩來壓緊車輪，容易使車輪螺栓和螺母受損。另外螺母屬于標(biāo)準(zhǔn)件，螺紋螺旋升角變化幅度不大且非常小，所以一般建議螺母的圓錐傾角控制在10°～20°之間，可以有效防止螺母發(fā)生松動(dòng)。

在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，螺母的防松設(shè)計(jì)非常重要，但絕大多數(shù)的螺母防松設(shè)計(jì)都會(huì)對(duì)螺紋產(chǎn)生損壞，而帶墊片的車輪螺母利用其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，巧妙地實(shí)現(xiàn)防松功能，也可以將該防松原理應(yīng)用到其他車輛裝配所需的緊固件中。