某重型車輛輪輞夾緊螺栓斷裂問題分析

張軍偉，萬 芳，李洪彪，張 生，楊 波，左 霞，付有兵

（北京航天發(fā)射技術(shù)研究所，北京 100076）

某重型車輛輪輞夾緊螺栓斷裂問題分析

張軍偉，萬 芳，李洪彪，張 生，楊 波，左 霞，付有兵

（北京航天發(fā)射技術(shù)研究所，北京 100076）

針對某重型車輛輪輞夾緊螺栓斷裂問題，通過材料性能測試分析，定位螺栓失效模式為循環(huán)拉力作用下的疲勞斷裂。通過對輪胎和輪輞的裝配體進(jìn)行受力分析，可知螺栓循環(huán)拉力是由地面作用于車輪的垂向力和側(cè)向力所導(dǎo)致。計(jì)算得到直線行駛工況、常規(guī)轉(zhuǎn)彎工況和極限轉(zhuǎn)彎工況下的螺栓所受循環(huán)拉應(yīng)力，分析可知在極限轉(zhuǎn)彎工況下，螺栓所受循環(huán)拉應(yīng)力大于疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，螺栓易發(fā)生疲勞斷裂。

重型車輛；輪輞夾緊螺栓；斷裂；分析

車輪系統(tǒng)是車輛行駛系統(tǒng)中的重要部件，起到支撐整車、緩和路面沖擊以及通過與路面間的附著力來產(chǎn)生驅(qū)動力和制動力等作用。輪輞是在車輪上安裝和支撐輪胎的部件，按照結(jié)構(gòu)類型可分為深槽輪輞、平底輪輞、對開式輪輞，其中對開式輪輞多用于重型車輛［1-3］。

對開式輪輞由內(nèi)外兩部分組成，其內(nèi)外輪輞的寬度可以相等，也可以不相等，兩者用螺栓夾緊。某重型車輛車輪系統(tǒng)采用對開式輪輞，輪輞結(jié)構(gòu)為內(nèi)寬外窄，中間通過一圈均布螺栓夾緊。

車輛進(jìn)行高原跑車試驗(yàn)期間，在進(jìn)行停車檢查時發(fā)現(xiàn)部分輪輞夾緊螺栓斷裂丟失，從找到的螺栓來看，均是從螺栓頭部截斷。針對輪輞夾緊螺栓斷裂問題，分別從材料和受力兩個方面進(jìn)行分析。通過螺栓材料分析，定位故障模式；通過螺栓受力分析，找出導(dǎo)致故障的原因。

1 輪輞結(jié)構(gòu)原理

重型車輛載荷大，車輪系統(tǒng)一般采用對開式輪輞，輪輞與輪胎裝配及輪輞總成如圖1所示。輪輞總成由內(nèi)輪輞和外輪輞組成，內(nèi)輪輞寬度較大，外輪輞寬度較小，內(nèi)外輪輞之間通過外圈的均布螺栓夾緊，輪輞總成通過內(nèi)圈的螺栓孔安裝在輪轂上。內(nèi)外輪輞通過螺栓緊連接，即根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)控制夾緊螺栓的擰緊力矩，以保證連接的可靠性。

2 螺栓材料分析

針對斷裂的輪輞夾緊螺栓，抽取6件，從材料角度分別進(jìn)行五項(xiàng)分析和測試：宏觀觀察、微觀觀察及能譜分析、金相觀察及顯微硬度測試、抗拉性能測試。根據(jù)各項(xiàng)分析和測試的結(jié)果，定位螺栓斷裂失效模式［4-5］。

2.1 宏觀觀察

抽取的6件斷裂螺栓宏觀形貌如圖2所示，目視可見螺栓形貌一致，均未見明顯塑性變形，斷裂位置一致，均位于螺帽的臺階根部（應(yīng)為安裝面）。斷面附近區(qū)域未見明顯機(jī)械損傷或腐蝕痕跡存在。

抽取的6件斷裂螺栓斷口形貌如圖3所示。對6件螺栓斷口進(jìn)行觀察，斷口形貌一致，斷面較平，磨損較為嚴(yán)重，呈暗灰色，具有金屬光澤，未見明顯材料缺陷或腐蝕痕跡存在，源區(qū)位于螺栓表面，擴(kuò)展區(qū)可見多條止裂弧線分布，終斷區(qū)呈剪切唇狀。

圖1 輪胎與輪輞裝配及輪輞總成圖

圖2 斷裂螺栓的宏觀形貌

圖3 斷裂螺栓的斷口形貌

通過抽取的6個斷裂螺栓宏觀形貌和斷口形貌的觀察，初步判斷螺栓為疲勞破壞。

2.2 微觀觀察及能譜成分分析

將6件斷裂的螺栓置于掃描電鏡下進(jìn)行斷口觀察及能譜成分分析，觀察結(jié)果表明6件螺栓斷口形貌一致：源區(qū)及擴(kuò)展區(qū)均呈疲勞條帶形貌，終斷區(qū)呈韌窩形貌，表面鍍層連續(xù)致密，典型形貌如圖4所示。

圖4 斷裂螺栓的斷口微觀形貌

對螺 栓進(jìn)行 能 譜成 分 分析，主 要 含有 Fe、 Cr（1.0% ～ 1.2%）、Mn（0.4% ～ 0.7%） 及 Si（0.3% ～ 0.4%）元素，為低合金鋼；鍍層主要含有 Zn元素，為鍍鋅層，能譜圖如圖5所示。

圖5 斷裂螺栓的斷口能譜圖

2.3 金相觀察及顯微硬度測試

在其中 3 件螺栓（1 ～ 3#）上截取試樣制備金相，通過對試樣進(jìn)行觀察，可見3件螺栓組織一致，均為回火索氏體組織，未見材料缺陷存在，如圖6所示。

圖6 金相組織形貌

對3件試樣分別進(jìn)行5次顯微硬度測試，測試結(jié)果（HV0.3）見表 1。測試結(jié)果表明螺栓硬度均滿足 10.9 級要求（HRC 32 ～ 39）。

表1 顯微硬度測試結(jié)果（HV0.3）

2.4 金相觀察及顯微硬度測試

在螺栓上截取3件拉伸試樣（A、B及C）進(jìn)行拉伸性能測試，測試結(jié)果見表2。測試結(jié)果表明螺栓抗拉強(qiáng)度及延伸率均滿足 10.9 級要求。

表2 抗拉強(qiáng)度及延伸率

2.5 材料分析結(jié)論

能譜分析結(jié)果表明螺栓所用材料一致，均為低合金鋼，表面進(jìn)行鍍鋅處理。金相觀察結(jié)果表明基體組織為回火索氏體組織。拉伸強(qiáng)度性能及硬度測試結(jié)果表明材料硬度滿足 10.9 級要求。

對6件斷裂的螺栓進(jìn)行宏觀觀察，螺栓形貌一致，未見明顯塑性變形，斷裂位置均位于螺帽的臺階根部（應(yīng)為安裝面）。螺栓斷口均呈亮灰色，未見明顯腐蝕痕跡及機(jī)械損傷痕跡存在，表明螺栓應(yīng)是在近期的行駛過程中發(fā)生斷裂。對螺栓斷口進(jìn)行微觀觀察，螺栓斷面較平，源區(qū)位于螺栓表面，擴(kuò)展區(qū)可見多條止裂弧線分布，呈疲勞條帶形貌，終斷區(qū)呈韌窩形貌。

以上觀察和分析結(jié)果表明6件螺栓斷裂模式一致，均為拉應(yīng)力疲勞斷裂。

3 螺栓受力分析

通過對斷裂螺栓進(jìn)行材料分析，定位螺栓故障模式為拉應(yīng)力疲勞斷裂，則螺栓是受循環(huán)拉應(yīng)力，導(dǎo)致疲勞破壞［5-7］。因此，需要對輪胎和輪輞的裝配體進(jìn)行受力分析，計(jì)算螺栓所受的拉力。

3.1 螺栓受拉力分析

車輛在轉(zhuǎn)彎行駛工況，輪胎受到地面的垂向力、側(cè)向力和縱向力（驅(qū)動或制動）。由于對開式輪輞偏距的存在，垂向力會對輪輞產(chǎn)生繞x方向（車輛坐標(biāo)系）的翻轉(zhuǎn)力矩，翻轉(zhuǎn)力矩與輪胎側(cè)向力疊加，形成輪輞夾緊螺栓受拉力的綜合作用效果。

因此，車輛在轉(zhuǎn)彎工況，輪輞夾緊螺栓所受的拉力來自于三個方面，如圖7所示。

（1）預(yù)緊力引起的螺栓拉力。

（2）車輪垂向載荷引起的螺栓拉力。

（3）輪胎與地面之間的側(cè)向力引起的螺栓拉力。

圖7 螺栓受力分析示意圖

輪輞在裝配時各個螺栓所打的預(yù)緊力矩相同，則由預(yù)緊力引起的螺栓拉力相同。由于輪輞偏距的存在，輪胎所受的垂向載荷相對輪輞中心的力矩也會引起螺栓的拉力。在轉(zhuǎn)彎工況，輪胎與地面之間存在側(cè)向力，側(cè)向力相對輪輞中心的力矩引起螺栓拉力。輪輞夾緊螺栓所受壓力應(yīng)為預(yù)緊力引起的拉力、垂向力引起的拉力、側(cè)向力引起的拉力三者之和，如圖8所示。

由斷裂螺栓材料分析可知，螺栓是受循環(huán)拉應(yīng)力導(dǎo)致的疲勞破壞。對于預(yù)緊力導(dǎo)致的拉力 F0，在輪輞裝配之后，螺栓預(yù)緊力為恒值，對于螺栓受力來說為靜載。車輛在行駛過程中，路面不平度導(dǎo)致車輪垂向載荷為交變載荷，則由垂向力引起的輪輞夾緊螺栓拉力為循環(huán)交變載荷。車輛在直線行駛狀態(tài)與轉(zhuǎn)彎行駛狀態(tài)之間交替變化時，地面對車輪的側(cè)向作用力也為循環(huán)交變載荷。因此，輪輞夾緊螺栓所受循環(huán)拉力F包括垂向力引起的拉力和側(cè)向力引起的拉力，如圖9所示。

圖8 螺栓所受拉力及合力示意圖

圖9 螺栓所受靜載拉力和動載拉力示意圖

3.2 螺栓循環(huán)拉應(yīng)力計(jì)算

由 3.1 的分析可知，螺栓所受循環(huán)拉力包括垂向力引起的拉力和側(cè)向力引起的拉力，針對車輛轉(zhuǎn)彎極限行駛工況分別進(jìn)行兩部分拉力的計(jì)算，然后合成得到螺栓所受總的循環(huán)拉力。

針對車輛直線行駛工況、常規(guī)轉(zhuǎn)彎工況和極限轉(zhuǎn)彎工況下的螺栓所受的循環(huán)拉力進(jìn)行計(jì)算，對三種工況進(jìn)行定義。（1）直線行駛工況：車輛直線行駛，車輪受垂向力，由于路面不平度影響，車輪最大垂向載荷以 3 倍靜載來計(jì)算。（2）常規(guī)轉(zhuǎn)彎工況：車輛以 40 km/h 車速行駛，轉(zhuǎn)向器輸出轉(zhuǎn)角30°，以此時外側(cè)車輪所受的垂向力和側(cè)向力計(jì)算輪輞夾緊螺栓所受的循環(huán)拉力。（3） 極限轉(zhuǎn)彎工況：車輛轉(zhuǎn)彎行駛時，整橋載荷轉(zhuǎn)移至單個車輪，且輪胎與地面發(fā)生相對滑動。

由于輪胎偏距的存在，輪胎垂向載荷相對輪輞中心形成一個翻轉(zhuǎn)力矩，如圖6所示，導(dǎo)致輪胎螺栓產(chǎn)生拉力，垂向力引起的翻轉(zhuǎn)力矩計(jì)算如式（1）所示。

式中：Mz為垂向力相對輪輞中心的力矩；Fz為車輪所受垂向力；δ為車輪偏距。

輪輞夾緊螺栓沿一定的圓周均布，在翻轉(zhuǎn)力矩作用下，在垂向（車輛坐標(biāo)系的z向）離輪心最遠(yuǎn)的螺栓受力最大，受力最大的螺栓所受拉力計(jì)算如式（2）所示。

式中：Fa-zmax為垂向力引起的螺栓所受最大拉力；Lmax為均布螺栓與輪心的最大距離；Li為均布螺栓與輪心的距離

表3 車輛及車輪參數(shù)

極限轉(zhuǎn)彎工況和常規(guī)轉(zhuǎn)彎工況下，車輪所受的垂向力和側(cè)向力見表4。

表4 三種工況下的車輪所受垂向力和側(cè)向力

由式（1）～（7）計(jì)算輪輞夾緊螺栓所受拉應(yīng)力及軸向載荷作用下的疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力，見表5。

表5 三種工況下的車輪所受循環(huán)拉應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力

由表5可知，在直線行駛工況和常規(guī)轉(zhuǎn)彎工況下，螺栓所受循環(huán)拉應(yīng)力都比疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力要小。但在極限轉(zhuǎn)彎工況下，螺栓所受的循環(huán)拉應(yīng)力26.7 MPa 大于疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力值 21.6 MPa，在此種應(yīng)力作用下，螺栓容易發(fā)生拉應(yīng)力疲勞破壞。在車輛實(shí)際跑車試驗(yàn)中，雖然發(fā)生極限轉(zhuǎn)彎工況的概率很小，但當(dāng)工況較惡劣時，螺栓在循環(huán)拉力作用下的疲勞安全系數(shù)也較小，容易發(fā)生疲勞斷裂。

因此，由斷裂螺栓材料分析和應(yīng)力計(jì)算可知，輪輞夾緊螺栓的循環(huán)拉應(yīng)力疲勞強(qiáng)度不足，在較惡劣的轉(zhuǎn)彎工況下螺栓易發(fā)生疲勞斷裂。

4 結(jié)論

針對輪輞夾緊螺栓斷裂問題，分別進(jìn)行了材料分析和應(yīng)力計(jì)算。

通過對斷裂的螺栓進(jìn)行材料分析和測試，結(jié)果表明，斷裂的螺栓滿足 10.9 級抗拉強(qiáng)度和硬度要求，螺栓無明顯塑性變形，為近期行駛過程中發(fā)生斷裂，定位失效模式為拉應(yīng)力作用下的疲勞斷裂。

通過對螺栓進(jìn)行受力分析，結(jié)果表明，螺栓所受循環(huán)拉力包括垂向力引起的拉力和側(cè)向力引起的拉力，輪輞夾緊螺栓的循環(huán)拉應(yīng)力疲勞強(qiáng)度不足，在較惡劣的轉(zhuǎn)彎工況下螺栓易發(fā)生疲勞斷裂。

參考文獻(xiàn)（References）：

［1］叢韜，付秀琴，張斌 . 簡析高速重載工況對車輪輪輞疲勞裂紋萌生的影響［J］. 鐵道機(jī)車車輛，2014，34(5)：24-27. CONG Tao，F(xiàn)U Xiuqin，ZHANG Bin. Effect of Fatigue Crack Initiation in Whee1 Rims Under Condition of Heavy Hau1 and High Speed［J］. Rai1way Locomotive & Car，2014，34(5)：24-27.(in Chinese).

［2］徐飛軍，黃文倩，陳立平 . 輪式拖拉機(jī)在典型工況下輪胎受力仿真分析［J］. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2009，25(2)：61-65. XU Feijun，HUANG Wenqian，CHEN Liping. Simu1ation Ana1ysis of Tire Force of Whee1ed Tractor Under Typica1 Road Conditions［J］. Transactions of the Chinese Society of Agricu1tura1 Engineering，2009，25(2)：61-65.(in Chinese)

［3］左曙光，程悅蓀 . 路面不平度對車輛制動過程中輪胎動態(tài)性能影響的方針分析［J］. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2000，16(4)：42-45. ZUO Shuguang，CHENG Yuesun. Simu1ation Ana1ysis of the Inf1uence of Road Surface Roughness on Tyre Dynamic Performance in Vehic1e Braking［J］. Transactions of the Chinese Society of Agricu1tura1 Engineering，2000，16(4)：42-45.(in Chinese)

［4］賈坤寧，王海東，姜秋月 . 高強(qiáng)度橋梁鋼焊接接頭疲勞性能的研究［J］. 金屬熱處理，2009，34(4)：48-51. JIA Kunning，WANG Haidong，JIANG Qiuyue. Fatigue Performance of We1d Joint for High Strength Bridge Stee［1J］. Heat Treament of Meta1s，2009，34(4)：48-51.(in Chinese)

［5］王良模，陳玉發(fā) . 鋁合金車輪彎曲疲勞壽命的仿真分析與試驗(yàn)研究［J］. 南京理工大學(xué)學(xué)報 ( 自然科學(xué)版 )，2009，33(5)：571-575. WANG Liangmo，Chen Yufa. Simu1ation and Test on A1uminum A11oy Whee1 Rotary Fatigue Life［J］.Jouna1 of Nanjing University of Science and Techno1ogy，2009，33(5)：571-575.(in Chinese)

［6］曾德欽 . 某皮卡車后橋輪胎螺栓斷裂問題分析及優(yōu)化［J］.汽車實(shí)用技術(shù)，2015(10)：59-62. ZENG Deqin. The Pickup Truck Rear Ax1e Tire Bo1ts Fracture Prob1em Ana1ysis and Optimization［J］. Automobi1e Techno1ogy，2015(10)：59-62.(in Chinese)

［7］楊春雷，李芾 . 40 t軸重貨車輪軌動力特性分析［J］. 鐵道機(jī)車車輛，2010，30(3)：1-4. YANG Chun1ei，LI Fu. Whee1/Rai1 Dynamic Ana1ysis of 40 t Ax1e Load Freight Wagon［J］. Rai1way Locomotive & Car，2010，30(3)：1-4.(in Chinese)

［8］李陽 . A320 飛機(jī)主輪輪轂結(jié)合螺栓斷裂故障分析和預(yù)防措施研究［D］. 西安：西北工業(yè)大學(xué)，2006. LI Yang. A320 Main Whee1 Attachment Bo1t Fracture Ana1ysis and Precautions［D］. Xi’an：Northwestern Po1ytechnica1 University，2006.(in Chinese)

［9］向莎 . 某輕型卡車后橋車輪螺栓松動問題分析及優(yōu)化［J］.汽車實(shí)用技術(shù)，2014(7)：82-84. XIANG Sha. Bridge Whee1 Bo1ts Loose After a Prob1em Ana1ysis and Optimization of Light Trucks［J］. Automobi1e Techno1ogy，2014(7)：82-84.(in Chinese)

［10］何鐳 . HXD1C 機(jī)車電機(jī)與抱軸箱連接螺栓斷裂研究分析［D］. 長沙：湖南大學(xué)，2012. HE Lei. The Ana1ytics on the Fracture of The Bo1ts Connecting The Ax1e Box and Motor of the Locomotive HXD1C［D］. Changsha：Hunan University，2012.(in Chinese)

作者介紹

張軍偉 (1986-)，男，山東菏澤人。博士，工程師，主要研究方向?yàn)槎噍S重型車輛互連式油氣懸架系統(tǒng)特性、重型車輛懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)、多軸車輛系統(tǒng)動力學(xué)仿真以及動力總成振動優(yōu)化。

Te1：15210510197

E-mai1：zjw36927@163.com

Analysis on Fracture of Rim Tightening Bolts for a Heavy Vehicle

ZHANG Junwei，WAN Fang，LI Hongbiao，ZHANG Sheng，YANG Bo，ZUO Xia，F(xiàn)U Youbing
（Beijing Institute of Space Launch Technology，Beijing 100076，China）

As to the fracture of rim tightening bolt for a heavy vehicle, the material performance analysis was conducted and it was found that the fracture was due to fatigue failure. The cyclic tension acting on the bolt was caused by the vertical and lateral forces exerted by the ground on the wheel. The bolt tension under three driving conditions was computed, and the analysis shows that the bolt is prone to fracture under the condition of turning at the maximum speed limits where the cyclic tensile stress is greater than the allowable stress.

heavy vehicle；rim tightening bolt；fracture；analysis

引用格式：

U463.345

：A

10.3969/j.issn.2095-1469.2017.03.07

2017-01-14 改稿日期：2017-02-14

張軍偉，萬芳，李洪彪，等 . 某重型車輛輪輞夾緊螺栓斷裂問題分析［J］. 汽車工程學(xué)報，2017，7(3)：205-211.

ZHANG Junwei，WAN Fang，LI Hongbiao，et a1. Ana1ysis on Fracture of Rim Tightening Bo1t for a Heavy Vehic1e［J］.Chinese Journa1 of Automotive Engineering，2017，7(3)：205-211.(in Chinese)