某車型副車架與車身連接螺栓斷裂分析及夾緊力校核

梁鵬,王迪,周志成

(比亞迪汽車工業(yè)有限公司汽車工程研究院，廣東深圳 518118)

0 引言

緊固件作為重要的連接零件，在工業(yè)中廣泛應用，汽車底盤更是通過大量的緊固件進行連接，緊固件本身的質量以及安裝工藝，對連接結構的可靠性影響尤其重要。在緊固件材料選擇方面，對于重要底盤零件，常選用合金結構鋼制造的10.9級螺栓和10級螺母配合，經調質處理后具有良好的綜合性能指標。在安裝工藝方面，目前行業(yè)多為扭矩法，利用扭矩值與預緊力的線性關系，控制扭矩上下限，擰緊至目標扭矩值即判定合格，以此間接地控制夾緊力。扭矩法相對簡單、實施方便，但擰緊后的夾緊力受到摩擦因素等多種不確定因素的影響，精度較低，若夾緊力偏小，可能會發(fā)生松動，若偏大，則可能造成螺栓斷裂。某車型在進行生產裝配時，副車架與車身連接的某處螺栓發(fā)生少量斷裂現象，為預防事故再次發(fā)生，避免不必要的經濟損失，文中針對螺栓斷裂問題進行了相關檢測與分析。

1 調研及宏觀觀察

經調研，螺栓所用材料為40Cr，規(guī)格為M14×1.5，級別為10.9級，表面達克羅處理。安裝工藝為扭矩法，現場使用擰緊軸進行裝配，目標扭矩值為230 N·m，從螺栓裝配工位觀察，螺栓與帶螺紋的鋼套進行配合，兩者之間為副車架(通孔)，螺紋鋼套與車身鈑金進行焊接(圖1)。經現場裝配工人反饋，少量件在未達到目標扭矩值時，螺栓突然斷裂。對斷裂螺栓觀察，斷裂位置發(fā)生在螺紋部位，斷口呈45°斜角，有明顯頸縮，斷裂螺栓如圖2所示。根據宏觀斷口特征初步判定屬于過載斷裂，即軸向力超過螺栓抗拉極限，但考慮斷裂數量并不龐大，是否因螺栓個別質量不合格或安裝工藝不合理導致，需要通過試驗來確認。

圖1 螺栓裝配方式

圖2 斷裂螺栓

2 試驗分析與結果

2.1 化學成分分析

對斷裂螺栓進行化學成分分析，利用HPL-2高頻紅外碳硫分析儀+燃燒爐、HCA-3B微機數顯MnPSi儀、智能可見分光光度計Cr元素滴定法進行元素檢測，結果見表1，依據GB /T 3077—1999《合金結構鋼》，檢測結果符合40Cr鋼的成分要求。

表1 化學成分檢測結果 單位：%

2.2 金相試驗

對斷口利用線切割技術進行取樣，試樣沿縱截面經研磨、拋光和4%硝酸酒精腐蝕后置于DMI3000M研究級倒置金相顯微鏡下進行金相觀察，未侵蝕狀態(tài)下依據GB/T 10561—2005《鋼中非金屬夾雜物含量的測定標準評級圖顯微檢驗法》，各類夾雜物評為0.5級，夾雜物含量未超標(圖3)；侵蝕后基體組織為回火索氏體，調質組織正常(圖4)；螺紋牙底圓滑，未發(fā)現顯微裂紋，牙腰未脫碳和折疊(圖5)；牙頂有全脫碳層及折疊，依據GB/T 5779.3—2000《緊固件表面缺陷螺栓、螺釘和螺柱特殊要求》，屬于允許折疊；脫碳層最大深度約0.024 mm，不符合圖紙要求的脫碳層深度小于0.015 mm(圖6)。觀察斷面可知，斷口金相組織正常，斷口微觀凹凸不平，并有二次裂紋向心部延伸，說明受力較大，屬于塑性斷裂(圖7)。

圖3 夾雜物(100×) 圖4 螺栓芯部基體組織(500×)

圖5 螺牙基體組織(500×) 圖6 牙頂脫碳(200×)

圖7 斷面組織(100×)

2.3 力學性能檢測

在電子萬能試驗機上對同批次螺栓取3組進行拉伸試驗，抗拉強度分別為1 138、1 132、1 129 MPa，依據GB/T 3098.1—2000《緊固件機械性能 螺栓、螺釘和螺柱》，符合10.9級螺栓要求。

對斷裂螺栓取樣進行硬度檢測，測得維氏硬度分別為352、344、342HV10，依據GB/T 1172—1999《黑色金屬硬度及強度換算值》，換算得出洛氏硬度為36～37.5 HRC，符合標準要求的32～39 HRC。

2.4 摩擦因數測試

裝配可靠性取決于系統(tǒng)產生的夾緊力，當緊固件對兩個零件進行連接時，施加的扭矩會產生一定的軸向夾緊力將零件牢牢緊固。夾緊力除了與扭矩施加的大小有關外，還受到緊固件摩擦因數的影響，因此，有必要對該批次螺栓摩擦因數進行抽檢。試驗設備采用臥式摩擦因數試驗機，取3組樣件進行測試，試驗方法參考ISO 16047—2005《Fasteners-Torque/clamp force testing》，以10.9級、M14×1.5螺栓保證載荷的75%為夾緊力切斷值(擰緊終止程序)，擰緊速度為20 r/min，試驗過程系統(tǒng)自動測量總扭矩、軸向夾緊力、螺紋扭矩，利用以下公式進行摩擦因數的計算：

(1)

其中

(2)

(3)

(4)

其中

=-。

(5)

式中:為總摩擦因數;為螺紋副摩擦因數;為端面摩擦因數;為螺距;為螺紋中徑;為螺母或螺栓頭部底下的支承面摩擦有效直徑;為支承面外徑;為螺栓通過的墊圈或支承零件的孔徑。

摩擦因數測試結果見表2，不同扭矩隨軸向夾緊力的變化曲線如圖8至圖10所示，試驗后量取螺栓頭部與墊圈之間的有效摩擦內徑和外徑代入公式，計算得綜合摩擦因數分別為0.11、0.11、0.12，按照技術要求屬于低摩擦因數范圍，且值相對穩(wěn)定。

表2 摩擦因數測試結果

圖8 總扭矩隨軸向夾緊力變化曲線

圖9 螺紋扭矩隨軸向夾緊力變化曲線

圖10 端面隨軸向夾緊力變化曲線

2.5 模擬裝配試驗

基于螺栓斷裂可能為過載斷裂，對原安裝扭矩進行模擬裝配，驗證扭矩值對失效的影響。使用帶最大扭矩為500 N·m量程傳感器的模擬裝配試驗機進行扭矩加載，擰緊速度為20 r/min，保證螺栓頭部端面摩擦以及螺紋副摩擦面與實際一致。試驗過程發(fā)現，原車帶螺紋的鋼套為使螺紋在使用中不被銹蝕，工藝考慮了內部涂覆少量防銹油。眾所周知，油脂類物質在螺紋中起潤滑作用，會影響扭矩在各類摩擦狀態(tài)中的分配，使緊固件摩擦因數發(fā)生變化，因此對比了原始狀態(tài)(少量防銹油)下以及涂覆大量防銹油后的結果。由圖11可知，原始狀態(tài)下扭矩-角度曲線已經不穩(wěn)定，按照原裝配扭矩230 N·m時，螺栓可能會發(fā)生屈服;而經涂覆大量防銹油之后，螺栓屈服及破壞扭矩顯著降低，屈服扭矩均低于230 N·m。

圖11 模擬裝配扭矩-角度變化曲線

2.6 夾緊力測試

經過上述模擬裝配試驗，證實由于螺紋摩擦因數的減小，原裝配扭矩230 N·m可能會引起螺栓提前失穩(wěn)。因此，為提高安全生產，需降低安裝扭矩，但扭矩的降低勢必會影響螺紋連接后產生的夾緊力，有必要對無油狀態(tài)時不同扭矩下的夾緊力進行測試和校核。

測試螺栓連接的軸向夾緊力，采用超聲波傳送原理，即以超聲波在螺栓內部的飛行時間來標定螺栓的伸長量，因為螺栓擰緊后會發(fā)生一定的彈性伸長(屈服以前)，伸長量與所受軸力呈線性關系。利用超聲波飛行時間與伸長量之間的關系，獲取超聲波飛行時間與所受軸力的關系曲線，從而間接測量夾緊力。試驗過程中螺栓預先經過加工處理，螺栓頂部與尾部均進行銑磨，保證表面沒有突起和毛刺，利用專用的粘貼工裝，將帶有電離層和二維碼的超聲波貼片貼于螺栓頭部中心位置，整個工作區(qū)保證無油和碎屑，貼片用來接收超聲波信號，二維碼則對螺栓進行身份識別，可以據此追蹤每一顆螺栓的信息。

試驗過程由模擬裝配試驗機和超聲波軸力測量儀共同完成，設試驗螺栓編號為1#、2#、3#，仍按照實際位置模擬裝配，參考原裝配扭矩，每一顆螺栓分別擰緊至190、210、230 N·m，溫度傳感器置于工位表面以提高超聲波測量的精準度，利用掃碼槍對每顆螺栓頭部的貼片二維碼進行身份識別，然后將超聲波探針與貼片接觸，系統(tǒng)自動根據預先設置的標定程序(標定過程建立在獨立的螺栓擰緊過程，標定關系在試驗前錄入系統(tǒng))，獲取當前狀態(tài)下的夾緊力，其測試結果見表3。

表3 夾緊力測試結果 單位:kN

由表3可知，夾緊力隨扭矩增加而增大，1#和2#相差較小，而3#夾緊力較大。眾所周知，夾緊力與摩擦因數、安裝面情況相關，螺栓經過測試，其摩擦因數穩(wěn)定，因此需要對3種狀態(tài)下的安裝面配合情況進行分析。

經了解，螺栓公稱直徑為M14，為便于調節(jié)安裝時的尺寸偏差(所謂的吃偏差)，副車架通孔直徑設計為25 mm，若定位不好，會導致實際裝配過程中螺栓墊圈與副車架表面接觸位置產生隨機性，墊圈會發(fā)生轉動。1#和2#由于螺栓在通孔內安裝定位時沒有居中，加之副車架配合表面的平整度較差，使墊圈對副車架表面的壓力不均勻，磨損最嚴重的位置電泳漆脫落，鈑金外漏，磨損輕微的位置僅僅對電泳漆有較小的擦傷。為便于比較，3#在裝配過程中刻意使螺栓在通孔內的位置居中，因此墊圈與副車架磨損區(qū)域未發(fā)生明顯偏移，副車架表面受壓均勻，副車架配合面磨損形貌如圖12所示；取下擰緊后的螺栓，觀察墊圈磨損情況，墊圈與螺栓頭下端面接觸一面，三組件磨損量大致相當，磨損量均勻，如圖13所示;墊圈與副車架表面接觸一面，1#和2#磨損量較大的位置只出現在墊圈圓周的邊緣，3#磨損均勻，有清晰的摩擦外徑和內徑，有效摩擦面積與副車架表面磨損面積相同，如圖14所示。此外，以2#和3#螺栓對比為例，2#螺桿根部有明顯磨損痕跡，3#則沒有該特征，如圖15所示。磨損痕跡是因裝配偏差導致根部與墊圈內表面摩擦形成的，根據以上特征，1#和2#螺栓在通孔中定位較偏。若在這種狀態(tài)下進行裝配，將導致副車架表面受壓不均，摩擦端面以及螺桿根部與墊圈內表面的摩擦將消耗更多的扭矩，導致相同扭矩下產生的夾緊力較低，符合表3的試驗結果。

圖12 副車架配合面磨損形貌

圖13 墊圈磨損情況(螺栓頭接觸面)

圖14 墊圈磨損情況(副車架接觸面)

圖15 螺栓桿部磨損情況(以2#和3#對比為例)

2.7 夾緊力校核

根據CAE動力學仿真分析，得知單邊過坎工況下的最大受力見表4。

表4 單邊過坎工況下的最大受力 單位：N

由工況描述，界面數為1，界面材料為車身螺紋套與副車架鋼套，即鋼-鋼，表面處理均為電泳，故取界面摩擦因數經驗值0.15，該工位在工作過程中可能會承受交變載荷。

連接副基本參數見表5。

表5 連接副參數

不考慮偏心載荷及預緊力損失，根據以上數據使用緊固件設計軟件進行連接副預緊力計算，連接副所需預緊力為57.26 kN，在保證實際螺紋和頭部摩擦因數均穩(wěn)定在0.11的情況下只需125 N·m可達到預緊要求。但根據1#、2#超聲波試驗得到的夾緊力值，軟件計算實際裝配模式下螺紋副摩擦因數在0.24左右，故螺紋扭矩會大于螺栓端面扭矩，擰緊完成后頭部會沿松開方向旋轉，螺紋扭矩降低并等于端面扭矩，螺紋扭矩值的衰退，需考慮在內。

3 結束語

失效螺栓源于裝配過程，由于未出現大批量斷裂，判斷屬于偶然事件，經相關試驗分析，螺栓表面脫碳層不符合技術要求，脫碳層主要影響使用過程中的耐磨性和疲勞性，并不是此例斷裂的主要因素，失效主要來源于緊固件摩擦因數對夾緊力的影響，由于潤滑、安裝面平整度和裝配公差，同樣的擰緊工藝下每個工位會產生不同的擰緊效果，特別是油脂的影響改變了原有的摩擦因數，相同扭矩下螺栓受到的軸力增加，當軸力超過螺栓極限強度，螺栓發(fā)生提前失效，此例中的失效斷裂主要是受油脂的影響。經模擬裝配后的夾緊力測量和校核，若仍使用扭矩法進行裝配，建議將裝配扭矩降為190 N·m。