關鍵連接件功能局部失效對產品運行的影響

朱正德

（上海大眾動力總成有限公司）

一輛汽車上緊固件（主要為螺栓連接件）的消耗費用，約占整車成本的2.5%，消耗數量占整車基礎零部件總數的40%。而在一條裝配線上，螺栓連接的裝配擰緊工作量約占全部工作量的70%。根據國外相關機構最近公布的數據，在汽車行業中，有近1/4 的維修問題是由螺栓連接失效而引起的，另有12%的新車存在螺栓緊固件緊固程度不符合要求的問題。針對局部連接副失效可能對產品運行產生的影響，文章提出確保與提升產品可靠性的正確途徑。

1 螺栓組連接傳遞扭矩的工作原理

汽車發動機動力輸出是通過曲軸法蘭與飛輪之間的螺栓組連接傳遞扭矩的方式來完成的。圖1 示出某小排量汽車發動機曲軸法蘭被連接部位示意圖，從圖1中可見，曲軸法蘭與飛輪之間采取螺釘連接，即螺栓穿過后者的光孔直接擰入被連接體（曲軸法蘭）的螺紋孔中。該組件選用12.9 級的M10×1 高強度螺栓，擰緊工藝采用轉角法。6 個螺栓孔在圓周方向呈均勻分布。通過增加螺栓組的數量和加大螺栓尺寸，可以進一步提升扭矩的傳遞能力。

螺栓在承受工作載荷之前，已受預緊力（F0/N）的作用。一般來說，預緊的目的在于增強連接的可靠性和緊密性[1]，而在圖1 的情況下，則正是依靠預緊后在曲軸法蘭與飛輪接合面間形成的摩擦力，進而產生的摩擦力矩來抵抗螺栓組連接必須承載的扭矩（T/（N·m）），如圖2 所示。假如各螺栓的預緊程度相同，即可認為各螺栓的F0相等。事實上，由于采用轉角法擰緊，大大提高了F0的控制精度，因此上述假設確實能較好地與實際情況相吻合。由此，各螺栓連接處產生的摩擦力也都相等，并假設此摩擦力集中作用在螺栓中心處。為確保產品可靠地工作，圖1 與圖2 中的曲軸法蘭與飛輪之間不允許存在相對滑動，而為了阻止相對滑動，就必須滿足平衡條件[2]：

式中：f——接合面的摩擦因數；

ri——第i 個螺栓的中心到螺栓組對稱中心（形心）的距離，mm；

n——螺栓的數量。

顯然，在正常情況下，從圖2 可知，各力臂ri均為定值，即式（1）可寫成：

式中：D——均布螺栓孔的分布直徑，mm。

2 螺栓組連接中局部失效的典型成因

在大批量生產的情況下，承擔動力傳遞任務的螺栓組的連接結構難免出現質量問題。原因既可能是緊固件自身的問題，如熱處理、材質、制造精度及涂層變化等[3]，也可能是因為被連接體的加工失當造成。文章以加工失當為例，分析螺栓組連接中局部失效的典型成因。

在加工如圖1 所示發動機曲軸法蘭上的6 個與飛輪相連的螺孔時，由于其中一把刀崩刃，又沒有及時發現，造成了其中一個孔的底孔尺寸偏大，直接導致了加工出的螺紋在齒形上不符合要求。盡管該裝配擰緊工序采取轉角擰緊法（60 N·m+90°），但在設備上設置的為防止異?，F象出現的扭矩監控窗口發現，該螺栓連接的最終擰緊扭矩值下降到超出監控窗口的下限，而且扭矩值的下降是隨著加工出底孔的尺寸越來越大而加劇的，開始時只是處于下限合格區一側，這也表明，正因為螺栓連接中相關件結構強度的削弱才會產生最終擰緊扭矩值的下降。由此得出，由于被連接體（曲軸法蘭）自身原因而引起的缺陷將會給螺栓組連接中某一個體帶來隱患，可能的后果就是軸向預緊力的不斷下降，最終導致這一個體螺栓連接的完全失效。

3 局部失效對螺栓組總成正常運行的影響

3.1 局部失效情況下螺栓組形心的變化

鑒于曲軸法蘭/飛輪組件中每個螺栓所受到的切向力與螺栓中心到螺栓組總的螺栓截面形心的垂直距離成正比，而且切向力的方向與其到形心的連線相互垂直。在圖1 中，若每個螺栓連接都處于正常狀態，總的螺栓截面形心正好與飛輪/曲軸法蘭組件的中心重合，故每個螺栓連接承受的切向力相等。一旦由于某種原因，螺栓組連接中的某個個體局部失效甚至完全喪失連接功能時，則總的螺栓組截面形心就將不再與曲軸法蘭/飛輪組合的中心重合，致使每個螺栓連接個體的實際受力因其與形心的垂直距離不同而異。針對文章中的螺栓失效實例進行分析計算。

建立坐標系，并命名各螺栓編號（1#～6#），從圖2可見，失效螺栓為4#。令螺栓組截面形心在坐標系xoy中對應坐標值為xc，yc。

式中：Jx，Jy——所有螺栓截面的面積對x，y 軸的靜矩，mm3；

Ai——任一螺栓的截面積，mm2；

xi，yi——任一螺栓截面中心的坐標，mm。

需指出的是，計算靜矩時的螺栓截面積必須是尚能有效運作的承載螺栓，若已完全失效，截面積應取為0。由均布螺栓組的對稱分布決定，式（3）中的形心坐標xc=0，由式（3）求得：yc=-6.6 mm。

3.2 個體完全失效狀態螺栓組的最大承載切向力

設Pi為第i 號螺栓連接所承受的切向力，它與其中心到螺栓組形心距離（力臂）之間存在的關系，如式（4）和式（5）所示。

式中：r3，5——螺栓組形心到3#和5#2 個螺栓中心的距離，因r3=r5，以r3，5標記，mm。

從式（4）可知，力臂越長，螺栓受到的切向力越大。按式（4）和式（5）的計算結果可知，圖2 中3#和5#螺栓是在4#螺栓完全失效情況下距形心最遠的2 個螺栓，故P3，P5為最大。

由圖2 可知，在各個力臂中，r3=r5，r2=r6，為便于計算，式（5）可表達為：

根據式（3）求得的yc值，可求出對應的ri，進而可按前面假設的因軸向預緊力下降而造成失效的模式，計算出螺栓組中承載最大切向力的螺栓個體所受切向力值（Pmax/N）。計算靜矩時，若螺栓局部失效，可以用有效系數k（k＜1）來表述。當k=0，即4#螺栓完全失效時，可以認為此時的r4=0，在這種情況下，rmax=r3，5，按式（6）能得到：

根據式（7）求得：

3.3 螺栓組連接中個體失效對運作可靠性的評估

當k=1 時，即圖2 所示的螺栓組連接處于正常工作情況時，各個體螺栓連接均勻受力，此時所受到的切向力為：

當4#螺栓處于完全失效時，可以把其此時受到的Pmax與Pav的比值作為一項評價指標（e），來評估整個螺栓組帶來的影響及程度，e 實質上就是產品中螺栓連接的安全系數。e 的表達式為：

對于4#螺栓處于完全失效的狀態，將式（8）和式（9）代入式（10），得到此時的e=1.386。

一般情況下，e 值取決于企業在開發與設計時的綜合考慮，通常取值范圍在1.5～2.0。據此可知，一旦出現其中一個螺栓個體完全失效，在產品設計安全系數較低的情況下，會存在較大的風險和隱患。此時，不僅應該從制造過程中找出問題發生的根源并及時排除，而且如果已有“問題產品”產生，也應設法追回，以絕后患。

4 結論

通過小排量發動機中曲軸法蘭/飛輪螺栓組連接局部失效這一典型案例，以及對實際工作中較多出現的，由于軸向預緊力下降而造成失效的模式所進行的定量分析，明確了螺栓組這一關鍵部件其功能失效的程度與可靠性之間的關系。經深入分析表明：當整個組件中的某一個體螺栓的連接存在失效情況時，會給產品帶來一定的風險和隱患，而且會隨著該個體螺栓連接的有效系數（k）的減小而增大，并在k=0，也就是其處于完全失效時達到最大。