轉向節錐面球頭銷裝配力矩衰減研究

程穩正 茍黎剛 余小巧 張俊 宋子華

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，寧波315000）

1 前言

錐面球頭銷是懸架系統中常見的連接方式，如果裝配力矩設定不合理，會導致連接部位松動異響，嚴重的會導致球銷斷裂，發生安全事故[1-2]。目前國內外普通螺栓緊固連接設計多根據相關設計準則進行理論計算[3-6]，基于簡化模型，根據工作外載及抗滑移系數要求計算所需預緊軸向力，再通過接頭試驗確定擰緊力矩及擰緊工藝。運用設計準則評估連接的可靠性，關鍵是模型簡化、工作外載確定、連接件和被夾持件剛度計算[7]。錐面球頭銷不同于普通螺栓連接，結構復雜剛度值難以獲取，受力模型不符合標準適用范圍，理論計算實施受限，需要結合仿真手段。對于普通螺栓連接，眾多學者進行了仿真研究[8-10]，考慮結構、材料特性、裝配公差、接觸狀態的影響，對設計準則局限性進行了有益補充。

通過仿真手段研究了錐面球頭銷結構屈服導致的力矩衰減問題。針對某乘用車在試車場試驗中，轉向節與下擺臂錐面球頭銷連接松動異響的現象,提出基于仿真分析的裝配力矩設定方法，可以規避傳統基于設計準則方法的不足，有效解決了路試異響問題，并推廣至結構優化應用，提升了錐面球頭銷連接的可靠性。

2 球頭連接

2.1 連接結構

以麥弗遜式懸架的前轉向節與下擺臂的錐面球頭銷為研究對象，總成結構如圖1 所示，為了便于觀察，隱去了球頭防塵罩。

圖1 連接結構

局部剖面如圖2 所示，球頭銷為1∶6 的錐面球頭銷，夾持面距離為22 mm，轉向節材料為QT450，球頭銷材料為42CrMo，螺母材料為SWRCH35K。按初始的擰緊工藝測試得到的球頭銷裝配預緊力為16 kN。

圖2 局部剖面

該車輛在鹽城試車場進行耐久路試時，發生敲擊異響，經過聲音探測，確認異響來自轉向節與下擺臂球頭銷連接部位。

2.2 異響原因

球銷異響原因通常有2 種，一種是異物進入導致的非正常磨損，另一種是連接松動[11-12]。經拆解，球頭銷未發現異常磨損，可判定原因為連接松動。

普通螺栓裝配連接可以簡化為2 個平衡的彈簧結構，如圖3 所示，彈簧為被夾持件，中間的彈簧為連接緊固件，擰緊時螺栓拉伸伸長，被夾持件壓縮變短，二者的彈性恢復力相互平衡，錐面球頭銷裝配受力原理的不同之處在于，普通螺栓連接依靠螺栓頭與螺母之間被夾持件提供彈性恢復力平衡螺栓伸長的恢復力，而錐面球頭銷連接依靠錐面抱緊力的分力平衡球銷伸長的恢復力。

圖3 預緊力

研究表明：被聯接件發生塑性變形是造成螺栓連接松動的重要原因之一，由于存在塑性變形，彈性恢復力降低，外在表現為預緊力衰減[13-16]。

圖4 為典型的螺栓連接剛度三角形，假設夾持件剛度為Kb，被夾持件剛度為Ks，二者發生彈性變形而平衡，平衡位置的預緊力為F0；當連接發生潰縮永久變形量為δ，二者重新平衡后的預緊力變化為F1，F1＜F0，表明預緊力發生衰減，發生衰減后，實際的預緊力減小至F1，如果的預緊力F1不能滿足外載工作要求，則會導致松動。

圖4 預緊力衰減

當球頭銷受到徑向力F時，接觸面有分離的趨勢（圖5），當徑向力足夠大時，接觸面會發生分離，當徑向力減小時，接觸面恢復至貼合狀態，因此，造成松動異響的原因為沖擊過載時接觸面發生分離，在沖擊載荷消退時，由于零件彈性的快速恢復發生敲擊，外在表現為異響。

圖5 連接變形（×50）

為此，從2 個方面開展仿真分析，一是極值載荷作用條件下的接觸面積變化情況，二是在交變載荷作用條件下，預緊力的衰減情況。

3 預緊力設定

3.1 設定流程

為解決球頭連接異響問題，首先根據路譜載荷極值，仿真不同預緊力條件下球頭銷裝配接觸面積的變化趨勢，找出臨界預緊力；其次，將仿真交變載荷作用下的殘余預緊力控制在臨界預緊力之上，以規避接觸面分離過大導致的異響；最后通過接頭試驗確定擰緊工藝，具體的工作流程如圖6所示。

圖6 設定流程

3.2 極值載荷

路譜載荷來自虛擬試車場（Virtual Proving Ground，VPG）仿真，共計23 條路面，得到球頭局部坐標系下的路譜載荷Fx、Fy和Fz，分別為2 個徑向力和一個軸向力，如圖7 所示，徑向力分力較大，而軸向力很小，因此可以忽略軸向力的作用。

圖7 球頭三分力

根據平面力合成，求得徑向合力的歷程，經過穿級計數統計得到如圖8 所示的載荷頻次。由圖8 可知，最大徑向力合力約為14 kN，在此載荷作用下結構局部是否發生屈服需經過仿真確認。由于轉向節錐面孔為圓形結構，在過載情況下圓孔有變扁的趨勢（圖9），因此，需要重點關注最大徑向力合力方向軸上的反向載荷。

圖8 徑向力穿級計數

圖9 交變載荷方向

以合力最大載荷為主受力方向，求其反方向的最大載荷作為交變載荷；根據最大合力的2 個分力，求得載荷角度反方向±5°范圍內合力的最大值及其2 個分力值，計算方法如下：

式中：Fx(t) 、Fy(t) 分別為球頭的2 個載荷分量歷程，Fres(t)為合力歷程，Fres(t0)為正向合力最大值，θ為正向合力最大值角度，Fx(t0)為徑向力合力最大值時刻x向分力，Fy(t0)為徑向力合力最大值時刻y向分力，α(t)為載荷角度歷程，Fr′es(t)為反向角度范圍內合力歷程，Fres(t1) 為反向合力最大值。

求得反向載荷合力最大值（圖10），根據角度方向進行分解，得到的最終載荷條件如表1 所示，仿真分析分2 個載荷工況，工況1 為極值載荷，觀察接觸情況；工況2 為交變載荷，觀察預緊力衰減情況。

表1 極值載荷

圖10 反向合力最大值

3.3 仿真模型

建立錐面球頭連接裝配模型，包括螺母（1）、轉向節（2）、錐面球頭銷（3），為精細計算接觸力，轉向節局部采用六面體網格（4），轉向節其它部分和螺母采用二階四面體建模。表2 為各個部件之間的接觸關系定義，計算模型如圖11 所示。

表2 接觸定義

圖11 仿真模型

3.4 臨界預緊力

約束截取的轉向節，在球頭中心點位置施加極值載荷，輸出接觸面積，計算不同預緊力條件下的接觸狀態變化。每種預緊力條件下，分為2 個載荷步計算，載荷步1 施加預緊力，載荷步2 施加極值載荷（表1 中工況1）,通過約束預緊力截面自由度實現預緊力跟隨外載變化。圖12～圖16 為接觸壓應力的變化情況，面壓小于0.1 MPa 可認為接觸面存在分離，即圖中的深色區域，接觸面壓大于0.1 MPa 可認為接觸面貼合。

圖12 預緊力16 kN接觸面壓強

圖13 預緊力20 kN接觸面壓強

圖14 預緊力25 kN接觸面壓強

圖15 預緊力30 kN接觸面壓強

圖16 預緊力35 kN接觸面壓強

由圖12～圖16 可知，在外載作用下接觸面存在分離情況，當預緊力小于20 kN 時，上下兩側均存在分離，即球頭銷與轉向節錐面之間的裝配面被撬開，一旦沖擊載荷變小，零件因自身彈性快速恢復，導致敲擊，外在表現為異響。當預緊力大于25 kN 時，接觸面分離現象逐步減弱，但始終存在部分區域分離，這是由于轉向節、球頭銷均為彈性體，在極大載荷的作用下很難完全不分離，只是分離的區域在逐步減小。

表3 為不同預緊力條件下的接觸面積變化情況，當預緊力小于25 kN 時，接觸面積隨預緊力的增加快速增加，當預緊力達到25 kN 后，接觸面積的增加幅度放緩，據此判斷預緊力25 kN 為臨界載荷，即擰緊裝配產生的預緊力要大于25 kN。

表3 接觸面積

3.5 預緊力衰減

如上文所述，在沖擊過載作用下，如果連接部位結構局部發生屈服，會導致彈性恢復力降低從而引起預緊力降低。計算分析模型中考慮材料非線性和幾何非線性，利用表1 中工況1 和工況2 定義交變載荷周期，觀察預緊力的衰減情況。

圖17為預緊力為16 kN、極值載荷作用下的塑性應變分布，可以看到轉向節在錐面孔附近存在局部屈服，圖18為材料屈服對預緊力的影響，同樣載荷條件作用下，線彈性材料的殘余預緊力最小值為7.74 kN，考慮材料屈服的殘余預緊力最小值為7.03 kN，預緊力減小9.2%，表明材料屈服會導致預緊力衰減。

圖17 局部塑性應變

圖18 結構屈服對預緊力的影響

圖19 分別為預緊力為16 kN、30 kN 及40 kN時，在交變載荷條件下預緊力的變化情況。在外載作用下，預緊力存在波動，預緊力的下限值表示錐面球頭銷在外載荷變化下的實際最小預緊力值，因此預緊力的下限值需要大于臨界預緊力值才能防止接觸面大面積的撬開，從而防止異響發生。

圖19 預緊力波動

表4 為在交變載荷作用下，不同初始預緊力情況下預緊力下限值的對比情況，當預緊力達到40 kN時，下限值可以達到約25 kN，滿足臨界預緊力要求，因此，可將預緊力目標要求設定為大于40 kN。

表4 預緊力下限

3.6 壓潰力校核

在進行被連接件失效分析時，需要保證連接承壓面不發生壓潰或塑性變形，即：

式中：Fmax為最大載荷，[σ]為許用應力，A為承壓面積。

轉向節材質為QT450，屈服應力為310 MPa,支承面面積為145 mm2,根據應力和面積計算出屈服壓潰力為45 kN，因此，40 kN 預緊力滿足壓潰校核要求。

由于轉向節材料的屈服極限遠低于球銷和螺母，施加預緊力后需要校核預緊力作用下錐面的壓潰情況。圖20 所示為節點接觸面壓分布，由于接觸局部的非線性，導致在接觸面的邊緣部位出現嚴重的面壓不連續情況，局部面壓達到588 MPa，與實際結構物理表現不符，為此采用平均面壓進行校核。

圖20 接觸面壓分布

平均法向壓應力計算如下：

式中：Pnormal為平均法向壓應力，CPRESSi為節點法向壓強，n為接觸面節點數。

不同初始預緊力條件下的計算結果如表5 所示，預緊力為40 kN 時面壓為206 MPa,小于QT450材料屈服極限310 MPa，不會產生壓潰。引申至鋁合金轉向節，比如A356 材料轉向節，其屈服極限為220 MPa，當預緊力超過45 kN 時，面壓超過材料屈服極限，這時需要附加鋼套，因此，接觸面壓的校核是擰緊力矩設定過程中不可忽視的環節。

表5 平均壓應力

3.7 接頭試驗

按照預緊力目標40 kN，可以通過模擬接頭試驗進行擰緊工藝的定義。通常的接頭試驗分為3 步：

a. 在螺栓或球頭銷端頭布置壓電陶瓷片，測量球頭銷的伸長量；

b. 在螺栓性能試驗機上進行軸向力標定，得到球頭銷長度變化量與軸力的關系曲線；

c. 利用立式模擬擰緊設備進行裝配試驗，記錄擰緊過程中的扭矩、轉角和伸長量數據，根據標定得到伸長量與軸向載荷的關系，進而得到扭矩-轉角-軸力的關系，最終確定擰緊工藝。

由于錐面球頭銷在擰緊過程中，在抱緊力作用下，球頭錐面和轉向節錐面之間發生類似過盈裝配的情況，難以拆卸，導致球銷伸長量無法準確測量，常規方法無法使用，因此，提出基于扭矩曲線評估實際軸向力的方法。

扭矩示意見圖21，在擰緊設備上模擬裝配，記錄擰緊力矩曲線，找到屈服扭矩T0，結合球銷的拉伸屈服與軸向力對應關系，找到屈服軸向力F0，根據目標軸向力F1，計算擰緊扭矩T1，計算方法如下：

圖21 扭矩示意

重新設置擰緊力矩后的球銷連接，在后續的試車場試驗中沒有出現異響，成功解決。

3.8 結構優化案例

某車型轉向節在進行強度試驗時，發生裝配力矩衰減。該轉向節為鋁合金鑄造轉向節，為防止預緊力壓潰，球銷與轉向節之間采用壓入鋼套，裝配模型如圖22 所示，臺架試驗力矩衰減情況如表6 所示，力矩平均衰減值達到50.9%，存在風險，采用本研究方法進行仿真分析。

表6 試驗結果

圖22 仿真模型剖面

施加極限載荷后的塑性應變分布如圖23 所示，鋼套、轉向節局部發生屈服，如前文所述，在交變載荷作用下引起彈性恢復力降低導致力矩衰減。

圖23 原結構塑性應變

針對預緊力衰減的情況，根據塑性應變分布情況提出2 種優化方案，方案對比如圖24 所示。

圖24 優化方案示意

a.優化方案1：增加鋼套法蘭面厚度，由2.5 mm增加至4.5 mm。

b. 優化方案2：增加鋼套外徑，由23 mm 增加至26 mm。

圖25、圖26 分別為2 種優化方案極值載荷作用下的塑性應變分布，優化方案1 鋼套的屈服區域明顯減少，有利于減少力矩衰減。施加交變載荷后，螺栓預緊力變化仿真結果如表7 所示，原始方案衰減最明顯，優化方案1 效果最好，相對原始方案提升了44.9%，結合原始方案的試驗結果、仿真結果對比，判斷優化方案1 可以滿足要求。優化方案1 最終的試驗結果力矩衰減了34%，滿足力矩衰減小于40%的設計目標。

表7 仿真結果

圖25 優化方案1塑性應變

圖26 優化方案2塑性應變

由表6、表7 對比可知，衰減率仿真結果與實際試驗結果存在一定偏差，原因如下：一是材料的應力應變，為安全起見，一般根據材料標準采用性能下限，與零件實際材料性能有偏差；二是仿真模型沒有考慮螺母和球銷螺紋嚙合的影響，而是采用綁定接觸進行簡化處理；三是仿真模型沒有考慮轉向節錐面孔和球銷錐面幾何尺寸公差，直接影響裝配預緊力。但在相同的條件下，可以評判仿真結果的趨勢，物理驗證是常用的工程問題解決方法。

4 結論

以麥弗遜式前懸架的轉向節與下擺臂連接錐面球頭銷為研究對象，通過仿真分析設定了擰緊力矩，解決了路試異響的問題，結論如下：

a. 裝配預緊力不足會導致接觸面開合，彈性恢復發生撞擊是產生異響的原因；

b. 過載沖擊交變載荷作用下，如結構局部發生屈服會導致預緊力衰減，擰緊工藝設定需考慮軸力衰減的影響；

c. 本方案有效彌補了相關設計標準的應用局限性，可推廣至類似的球頭銷裝配力矩設定或預緊力衰減問題的結構優化。