某車型發(fā)動機懸置螺栓連接失效原因分析

梁任錦+覃佳亮+肖健+仝家鵬

摘 要：針對公司某車型發(fā)動機懸置支架與發(fā)動機支座連接螺栓在路試過程中發(fā)生疲勞斷裂進行分析。本文從材料斷口學、金相學等失效分析方法分析螺栓斷裂原因；基于VDI2230螺栓連接計算系統(tǒng)對螺栓連接安全設計進行分析，從增大預緊力提高螺栓的疲勞性能進行分析。并對導致結構連接失效的原因提出優(yōu)化設計措施，供汽車懸置支架連接設計相關人員參考。

關鍵詞：懸置螺栓；失效分析；VDI2230；疲勞性能；結構設計

中圖分類號：U464 文獻標識碼：A

某車型在開發(fā)一支架多車型使用的發(fā)動機鍛鋼懸置支架，車輛在進行常規(guī)整車路試比利時路過程中連接螺栓、螺柱發(fā)生斷裂，如圖1所示。本文簡要從螺栓、螺柱斷裂類型、螺栓連接強度計算校核并結合結構設計等方面對連接失效分析，并提出改進建議。

1.基于材料失效分析方法分析螺栓斷裂原因

1.1 螺栓斷口宏觀分析

圖2中紅色箭頭是裂紋發(fā)展方向，1#件和3#件發(fā)生了多源性疲勞斷裂，1#件“疲勞過渡區(qū)”比3#件的平整，且“疲勞條紋”比較細；2#件發(fā)生了疲勞斷裂，其“疲勞過渡區(qū)”比1#件和3#件粗糙，且“疲勞過渡區(qū)”面積也比1#件和3#件的小。

1.2 螺栓斷口微觀分析

對1#件雙頭螺柱斷口A、B、C、D區(qū)域在掃描電鏡下觀察，如圖3所示，4個區(qū)域形貌特征為“疲勞輝紋”，雙頭螺柱斷裂原因為疲勞斷裂。

對2#件螺栓斷口E、F、G、H區(qū)域在掃描電鏡下觀察，如圖4所示，E、F、G區(qū)域為“疲勞輝紋”，H區(qū)域為“韌窩”形貌，螺栓斷裂原因為疲勞斷裂。

對3#件雙頭螺柱斷口K、L、M、N區(qū)域在掃描電鏡下觀察，如圖5所示，4個區(qū)域形貌特征為“疲勞輝紋”，雙頭螺柱斷裂原因為疲勞斷裂。

1.3 金相分析級硬度測試

從宏觀斷口和微觀端口的觀察中并未發(fā)現(xiàn)裂紋源區(qū)域發(fā)生異常，這里只對2#件進行金相檢查及硬度檢測。金相檢查如圖6所示，螺牙邊緣未出現(xiàn)脫碳組織，金相組織為回火索氏體，金相組織合格。硬度檢測結果見表1，硬度檢測合格。

1.4 螺栓斷裂順序及原因

從圖3～圖5的微觀形貌對比觀察發(fā)現(xiàn)，1#件“疲勞輝紋”的“疲勞”程度最嚴重，3#件“疲勞輝紋”的“疲勞”程度次之，2#件“疲勞輝紋”的“疲勞”程度較輕。并結合3個零件斷口的宏觀分析可判定斷裂順序為：1#件首先發(fā)生斷裂，3#件其次，2#件最后發(fā)生斷裂；金相組織和硬度均合格，3個斷口中均存在大量的疲勞輝紋，斷裂原因為疲勞斷裂。

3顆螺栓斷裂位置都在螺紋部分，螺栓受到交變外載荷應力幅發(fā)生疲勞斷裂，在微觀形貌中的每一道疲勞輝紋代表螺栓受到的每一次交變外載荷，交變應力幅的大小與被連接件的結構、緊固點的布置方式、緊固預緊力的大小等有關。可以通過合理的緊固連接設計，有效地降低作用在螺栓上的應力幅，從設計上提高螺栓的疲勞壽命；還可以通過提高螺栓自身的疲勞應力極限，如先熱處理后搓絲，或者通過特殊形狀的螺栓設計，讓應力集中在螺栓的光桿部分等方式提高螺栓的抗疲勞性能。

2.基于VDI2230方法聯(lián)接計算分析

機械設計手冊主要是參考國標的螺栓聯(lián)接計算方法，相對于VDI2230計算方法略顯粗糙，前者考慮的因素不全面。這里采用VD12230方法對懸置支架連接進行計算，從連接件的表面處理、摩擦系數，結構尺寸和預緊扭矩等方面對螺栓的連接強度進行分析。

通過路譜采集得到懸置支架與車身懸置軸向載荷和橫向負載，如圖7所示。通過試驗分別獲得連接結構的摩擦系數，見表2。

（1）采用VDI2230方法計算（借助MDESIGN分析軟件），螺栓受到的疲勞應力幅為80MPa，電泳鍛鋼懸置支架與發(fā)動機底座聯(lián)接螺栓的抗滑移安全系數為SG=1.5，小于VDI2230設計要求的SG≥1.8，說明安全系數不足；鍛鋼懸置支架經過電泳處理（連接面間的相對摩擦系數為0.18），電泳涂層和材料本身的嵌入達40um，預緊力因嵌入損失量（VDI2230計算嵌入損失預緊力）Fz達4882N。因螺栓利用率為72.3%，可通過增大扭矩滿足連接抗滑移安全系數。但對螺栓受到的應力幅改善很小，增大扭矩接近屈服后，螺栓受到的應力幅仍然達71MPa。

（2）如連接支撐面不進行電泳處理（連接面間的相對摩擦系數為0.23），計算得螺栓聯(lián)接抗滑移安全系數為SG=1.92，滿足聯(lián)接安全系數要求；螺栓應力幅為62MPa，不滿足螺栓疲勞應力幅要求。

（3）使用無電泳支架再將螺栓扭矩提高，使螺栓的利用率達95%進行計算，螺栓疲勞應力幅仍然達56MPa，依然不能解決螺栓疲勞應力幅過大問題。表明單純地提高預緊力不能解決螺栓疲勞失效問題，說明螺栓應力幅過大是導致螺栓疲勞斷裂的原因。

（4）通過增大底座凸臺直徑3mm，增加連接面的面積并將螺栓利用率提高至95%后，螺栓上的應力幅顯著降低，更改前后的螺栓應力幅見表3，增大底座直徑后螺栓疲勞失效的問題在路試中得到解決。說明零件結構的尺寸設計對螺栓聯(lián)連接疲勞性能有重要影響，在允許的結構下增大連接接觸面是提高螺栓連接疲勞性能的一種方法。

（5）當然在這個連接結構中，3個緊固點呈直線分布，在彎矩的作用下很容易發(fā)生接觸面的開口現(xiàn)象，開口后作用在螺栓上的應力會急劇增大，最終導致疲勞失效。如果考慮將緊固點更改成三角形分布，如圖8所示，可以有效降低彎矩作用力，外載荷可更加平均的分配在3個螺栓上，防止某單顆螺栓提早發(fā)生疲勞斷裂失效。但在毫厘必爭的發(fā)動機艙內空間，想要有足夠的空間進行三角連接布置很難實施，這里不作深究。

3.增大預緊力改善螺栓疲勞性能分析

通常情況下，連接螺栓受外部交變載荷Fv，使螺栓產生+Fa和-Fa的疲勞應力幅，如圖9所示。Fa越大，螺栓所受的疲勞應力越大，螺栓抗疲勞性能越不好。

在外載荷和結構不變情況下，通過提高扭矩增大預緊力，使螺栓到達屈服點進行裝配。外載荷一定對螺栓所產生的伸長量△L相同，但螺栓在彈性區(qū)和塑性區(qū)所受的疲勞應力幅1/2△F1和1/2△F2卻有很大的差別，如圖10所示。所以在交變應力作用大的安裝緊固點，盡量選擇扭矩+轉角法或轉角法的裝配方式，使螺栓處于在屈服塑性裝配區(qū)，可以有效的提高螺栓的疲勞應力幅，從而提高螺栓疲勞壽命。

結語

（1）該發(fā)動機懸置失效螺栓斷裂類型為疲勞斷裂，斷裂位置在兩個連接件結合的螺紋部分，通過金相檢驗和硬度測試合格，掃描電鏡下觀察螺栓無異常微裂紋，螺栓是正常的疲勞斷裂。螺栓連接疲勞失效大多數并不是因為螺栓質量問題引起的，而是設計的不合理。可判定斷裂順序為：1#件首先發(fā)生斷裂，3#件其次，2#件最后發(fā)生斷裂。

（2）該懸置支架連接面的電泳漆表面處理，及表面粗糙度因材料的嵌入對連接預緊力的損失較大。施加相同的擰緊扭矩，不同連接面的摩擦系數對連接抗滑移安全系數有直接影響，在設計初期應予以計算評估。

（3）合理的緊固點布置和零件結構尺寸的優(yōu)化設計，再施加足夠的夾緊力，可以將螺栓的應力幅控制在設計范圍以內，可以大大降低螺栓產生疲勞失效的概率。

（4）通過扭矩轉角法或轉角法的裝配方式，裝配螺栓在屈服點范圍內，可以有效的降低螺栓的疲勞應力幅，提高螺栓的疲勞壽命，從而給客戶提供高質量的產品。

參考文獻

[1] C.R.Brooks，等.謝斐娟，等譯.工程材料的失效分析[M].機械工業(yè)出版社，2003.

[2] VDI2230-2014， Systematic calculation of highly stressed bolted joints[S].