带垫片的车轮螺母防松原理探究

陈勇平，梁雪晴，陈良平，张鹏禹，赵 阳，吴 奎

（浙江吉利新能源商用车发展有限公司，浙江 杭州 311228）

引言

商用车车型中，目前行驶系统的车轮均通过车轮螺母固定在轮毂上，车轮螺母成为行驶系统的关键重要零部件，车轮螺母的锁紧可靠性直接影响操稳、NVH、安全等整车性能。因此保证车轮螺母的防松能力是实现整车性能的关键基础。

本文针对现在商用车车型普遍采用的带垫片的车轮螺母（如图1所示）进行研究，并以我司的一款带垫片的车轮螺母（如图2所示，以下简称螺母）为例，通过理论分析和推算来探究螺母的防松原理。

图1 普通螺母

图2 我司螺母

1 螺母结构及装配解析

市场上普遍使用的螺母结构如图3所示，本文涉及的螺母结构如图4所示，两者结构原理相似，所以本文以我司使用的螺母为例进行分析。

图3 普通螺母剖视图[1]

图4 我司螺母剖视图

1.1 螺母结构

螺母的本体与垫片通过圆锥面接触，垫片可绕螺母本体旋转，并通过压装工艺将垫片卡在螺母本体上。

1.2 螺母安装位置

如图5所示，车轮的螺栓孔与螺母的轴颈安装配合，螺母的垫片与车轮外表面贴合，通过拧紧螺母可以将车轮固定在轮毂上。

图5 螺母装配示意图

2 防松原理分析与推算

2.1 受力分析[2]

图6 螺母受力分析示意图

假设①螺母沿②车轮螺栓向内拧紧时， ①螺母给③垫圈的压紧力为F1，因为①螺母与③垫圈形成圆锥面楔形结构，所以需对①螺母与③垫圈接触面进行如图所示的受力分析：

另外，①螺母与③垫圈接触面积为S1；③垫圈与④车轮轮辋接触面积为S2；因接触面积均为环形，圆环面积区域的内外直径大小接近，所以两个圆环的中心圆直径相近，并根据滑动摩擦力计算公式：

式中，μ为接触面摩擦系数；N为接触面正压力。

计算如下：

①螺母与③垫圈接触面S1处的摩擦力Fm1：

③垫圈与④车轮轮辋接触面S2处的摩擦力Fm2：

因为①螺母与③垫圈之间是表面光滑的金属接触面，③垫圈与④车轮轮辋之间也是表面光滑的金属接触面，所以：μ1≈μ2。

因为0＜θ＜90°，所以0＜cosθ＜1，根据以上推论可知：

得Fm1＜Fm2，即①螺母与③垫圈接触面间的摩擦力会小于③垫圈与④车轮轮辋接触面间的摩擦力。

令①螺母与③垫圈之间存在的静摩擦力为Fm1′，最大静摩擦力为Fm1max'，③垫圈与④车轮轮辋之间存在的静摩擦力为Fm2′，其最大静摩擦力为Fm2max'，因为最大静摩擦力大于滑动摩擦力，所以Fm1max'＞Fm1，Fm2max'＞Fm2，且最大静摩擦力与接触面摩擦系数和接触面正压力有关，F1'＜F2，所以Fm1max'＜Fm2max'。

图7 螺纹贴合面S3受力分析

因为车轮螺栓的规格为20×1.5-6 g，螺纹线n=1，所以螺母螺纹的螺距P=1.5 mm，螺纹大径D=20 mm。导程S=nP=1.5 mm，于是可得螺纹中径为：D2=D-0.6495×P=20-0.6495×1.5 =19 mm[4]。

根据螺纹中径D2计算螺纹螺旋升角的α：

螺母与垫片的圆锥形接触面的圆锥倾为θ：θ=15°

另外①螺母与②车轮螺栓的螺纹接触面间也存在静摩擦力Fm3′，最大静摩擦力为Fm3max'，因为螺纹螺旋升角α较小，且cosα≈1，由此可得F3=F1cos α=F1。

①螺母与②车轮螺栓的螺纹接触面也是光滑的金属表面，所以μ1≈μ3，由此得：

2.2 螺母松动临界点分析

因为车轮的螺栓孔与车轮螺母轴颈处存在微小公差间隙，所以当车轮在颠簸路况上行驶时，车轮发生振动，使车轮可以在螺母轴颈处绕中心轻微转动，发生转动的原因是存在惯性力Fg[5]。

因为③垫圈与④车轮轮辋之间的摩擦力Fm2和①螺母与②车轮螺栓之间的摩擦力Fm3大小几乎一致，且均大于①螺母与③垫圈之间的对应摩擦力Fm1，所以当③垫圈与④车轮轮辋之间未发生相对滑动时，①螺母与②车轮螺栓之间也不会发生相对滑动。

（1）车轮未发生相对转动时：

图8 车轮未发生相对转动时受力分析

车轮未发生相对转动时：①螺母与③垫圈相对静止，之间存在静摩擦力Fm1'，③垫圈与④车轮轮辋相对静止，之间存在静摩擦力Fm2'，此时：

车轮处于相对螺母、垫片均属于静止状态，螺母未发生松动。

（2）车轮即将发生相对转动临界点时：

图9 车轮未发生相对转动时受力分析

①螺母与③垫圈之间达到相对静止极限状态，存在的静摩擦力Fm1'达到最大静摩擦力Fm1max'，③垫圈与④车轮轮辋之间相对静止，存在静摩擦力Fm2'，未达到最大静摩擦力Fm2max'，此时：

Fm1＜Fm2＜Fm1max'=Fm1'=Fg=Fm2'＜Fm2max'。

车轮处于相对螺母、垫片均属于静止状态，螺母未发生松动。

（3）车轮发生相对转动时：

图10 车轮未发生相对转动时受力分析

车轮发生相对转动时：①螺母与③垫圈之间存在静摩擦力Fm1'超过最大静摩擦力Fm1max'，①螺母与③垫圈相对滑动，相当于绕轴颈中心发生轻微转动，接触面之间转为滑动摩擦力Fm1，③垫圈与④车轮轮辋仍然相对静止，之间存在静摩擦力Fm2'，且由之前推论得“③垫圈与④车轮轮辋之间未发生相对滑动时，①螺母与②车轮螺栓之间也不会发生相对滑动”，所以只能③垫圈相对①螺母发生相对转动，且④车轮轮辋跟随③垫圈也相对①螺母绕轴颈中心来回滑动（微小转动）此时：

所以③垫圈与④车轮轮辋处于相对静止状态，①螺母与②车轮螺栓也处于相对静止状态，但是①螺母与③垫圈之间发生相对滑动，④车轮轮辋跟随③垫圈相对螺母处于转动状态，以此来保证螺母不会发生松动。

2.3 防松原理总结

经过上述分析发现，当螺母、垫片、车轮之间的摩擦系数如果一致或相差不大的情况下，螺母的圆锥面倾角θ大于螺纹螺旋升角α，就可以防止螺母发生松动。根据此原理，在车轮螺母按要求拧紧、相关零部件无异常的情况下，即使车轮剧烈震动，也不会导致螺母松动，只会带动垫片绕轴颈中心轻微转动。

3 结语

以上过程即为对带垫片的车轮螺母防松原理分析及推论，发现了螺母防松原理。在实际使用该防松原理的过程中，应尽量使螺母与垫片的圆锥面倾角远大于螺纹螺旋升角，但螺母的圆锥面倾角又不宜过大，否则螺母将需要更大的拧紧力矩来压紧车轮，容易使车轮螺栓和螺母受损。另外螺母属于标准件，螺纹螺旋升角变化幅度不大且非常小，所以一般建议螺母的圆锥倾角控制在10°～20°之间，可以有效防止螺母发生松动。

在现代汽车设计中，螺母的防松设计非常重要，但绝大多数的螺母防松设计都会对螺纹产生损坏，而带垫片的车轮螺母利用其结构特点，巧妙地实现防松功能，也可以将该防松原理应用到其他车辆装配所需的紧固件中。