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現(xiàn)整車性能的關鍵基礎。

本文針對現(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①螺母沿②車輪螺栓向內(nèi)擰緊時， ①螺母給③墊圈的壓緊力為F1，因為①螺母與③墊圈形成圓錐面楔形結(jié)構(gòu)，所以需對①螺母與③墊圈接觸面進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，所以兩個圓環(huán)的中心圓直徑相近，并根據(jù)滑動摩擦力計算公式：

式中，μ為接觸面摩擦系數(shù)；N為接觸面正壓力。

計算如下：

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：

因為①螺母與③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。

因為0＜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'，因為最大靜摩擦力大于滑動摩擦力，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，F(xiàn)1'＜F2，所以Fm1max'＜Fm2max'。

圖7 螺紋貼合面S3受力分析

因為車輪螺栓的規(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'，因為螺紋螺旋升角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 螺母松動臨界點分析

因為車輪的螺栓孔與車輪螺母軸頸處存在微小公差間隙，所以當車輪在顛簸路況上行駛時，車輪發(fā)生振動，使車輪可以在螺母軸頸處繞中心輕微轉(zhuǎn)動，發(fā)生轉(zhuǎn)動的原因是存在慣性力Fg[5]。

因為③墊圈與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墊圈之間的對應摩擦力Fm1，所以當③墊圈與④車輪輪輞之間未發(fā)生相對滑動時，①螺母與②車輪螺栓之間也不會發(fā)生相對滑動。

（1）車輪未發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時：

圖8 車輪未發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時受力分析

車輪未發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時：①螺母與③墊圈相對靜止，之間存在靜摩擦力Fm1'，③墊圈與④車輪輪輞相對靜止，之間存在靜摩擦力Fm2'，此時：

車輪處于相對螺母、墊片均屬于靜止狀態(tài)，螺母未發(fā)生松動。

（2）車輪即將發(fā)生相對轉(zhuǎn)動臨界點時：

圖9 車輪未發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時受力分析

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

Fm1＜Fm2＜Fm1max'=Fm1'=Fg=Fm2'＜Fm2max'。

車輪處于相對螺母、墊片均屬于靜止狀態(tài)，螺母未發(fā)生松動。

（3）車輪發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時：

圖10 車輪未發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時受力分析

車輪發(fā)生相對轉(zhuǎn)動時：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墊圈相對滑動，相當于繞軸頸中心發(fā)生輕微轉(zhuǎn)動，接觸面之間轉(zhuǎn)為滑動摩擦力Fm1，③墊圈與④車輪輪輞仍然相對靜止，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)生相對滑動時，①螺母與②車輪螺栓之間也不會發(fā)生相對滑動”，所以只能③墊圈相對①螺母發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，且④車輪輪輞跟隨③墊圈也相對①螺母繞軸頸中心來回滑動（微小轉(zhuǎn)動）此時：

所以③墊圈與④車輪輪輞處于相對靜止狀態(tài)，①螺母與②車輪螺栓也處于相對靜止狀態(tài)，但是①螺母與③墊圈之間發(fā)生相對滑動，④車輪輪輞跟隨③墊圈相對螺母處于轉(zhuǎn)動狀態(tài)，以此來保證螺母不會發(fā)生松動。

2.3 防松原理總結(jié)

經(jīng)過上述分析發(fā)現(xiàn)，當螺母、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。根據(jù)此原理，在車輪螺母按要求擰緊、相關零部件無異常的情況下，即使車輪劇烈震動，也不會導致螺母松動，只會帶動墊片繞軸頸中心輕微轉(zhuǎn)動。

3 結(jié)語

以上過程即為對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。在實際使用該防松原理的過程中，應盡量使螺母與墊片的圓錐面傾角遠大于螺紋螺旋升角，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。另外螺母屬于標準件，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。

在現(xiàn)代汽車設計中，螺母的防松設計非常重要，但絕大多數(shù)的螺母防松設計都會對螺紋產(chǎn)生損壞，而帶墊片的車輪螺母利用其結(jié)構(gòu)特點，巧妙地實現(xiàn)防松功能，也可以將該防松原理應用到其他車輛裝配所需的緊固件中。