基于结构设计上解决螺栓疲劳失效的一种方法

2024年1月18日发(作者：丰田toyota是什么车)

生WORKSHO产P现SO场LUTION基于结构设计上解决螺栓疲劳失效的一种方法朱长顺崔庆泉（宝沃汽车中国有限公司，北京102206）摘要：针对某SUV车型发动机悬置螺栓在路试过程中发生断裂的问题，通过断口扫描、金相分析等方法确定了螺栓断裂原因。依据VDI2230理论计算校核，确定螺栓预紧力需求，通过接头拧紧试验采集实际装配预紧力，在此基础上提出更改刚度来降低外载荷对螺栓的作用、优化螺栓安装点设计布置，并结合有限元分析、以及道路验证结果，在时效性、安全性的前提下确定了最终的改进措施。关键词：悬置螺栓失效分析刚度VDI2230DOI：10.19710/.1003-8817.20190031中图分类号：U464.239文献标识码：B1前言汽车悬置系统是作为衔接动力总成与车身关X轴分布的两颗法兰面螺栓，均在结合面处发生断裂，螺栓无缩径现象（图2），断面与（支座与支架）结合面平齐。从宏观上可目测断裂条纹沿X轴分布，支架与支座结合面处均可见明显压痕，且压痕沿X轴两侧分布，如图3所示。支座键部件，主要作用是支撑动力总成、减少动力部件的振动对整车的影响，对整车NVH性能起着非常重要的作用。悬置部件受力非常复杂，由于各向力、弯矩、扭矩的同时作用，使得连接悬置用螺栓设计、悬置支架与支座的结构设计、安装点的布置非常关键。某SUV车型在悬置设计时未充分考虑安装点的设计与布置，造成路试中发生螺栓断裂。本文在失效分析的前提下，结合有限元分析结果，对螺栓、悬置结构、安装点布置进行设计，并在结合面分离准则和螺栓强度准则的前提下,对螺栓疲劳强度进行研究。支架图1悬置结构图2螺栓断口形貌2故障分析如图1所示，某SUV车型左悬置支座与支架沿图3X结合面形貌作者简介：朱长顺（1975年—），男，工程师,本科,研究方向为底盘设计开发。该螺栓设计材料为SCM435-JISG4105，对失效螺栓化学成分进行检测，并判定是否符合标准汽车工艺与材料AT&M312019年第5期

生WORKSHO产P现SO场LUTION要求，见表1。金相检查结果显示主要组织为回火索氏体，未见局部有超标的脱碳现象，维氏硬度为360HV10，符合ISO898—1《碳钢和合金钢紧固件螺纹部未发现折叠，牙底圆弧过渡光滑，无尖角等缺陷，见图4。图7机械性能—第1部份》中10.9级螺栓的性能要求[1]；×500C区扫描3接头校核结合北美通用GMW14116《动力总成悬置设计规范》标准要求，在悬置非线性刚度硬限位设计图4表1元素实测值元素实测值螺纹形貌时，需对28种工况仿真分析，以确定合适的悬置结构和刚度；可在此基础上提取安装点处反作用力、扭矩、弯矩，并将这些数据作为接头校核输入条件，见表2。表2x向力fx/N-3040.03111.06125.8y向力fy/N-478.3222.3接头外载化学成分检测与判定结果/wt%按JISG4105CSiMnPS标准值0.33~0.380.15~0.350.60~0.90≤0.030结果判定合格Cr0.36合格Ni0.16合格Mo0.670.019合格Cu≤0.0300.013合格标准值0.90~1.20≤0.0250.15~0.30≤0.30结果判定1.01合格0.013合格合格0.19合格0.01-7422.8-12218.81632.7-7090.212219.8z向力x向扭矩y向扭矩z向扭矩fz/NTx/N·mmTy/N·mmTz/N·mm5460.8-37616338775.4-28332074.2-215243-26677.1350601016.5-685.7-136967-38360.3655625191562323-4296.3-109252对失效螺栓进行电镜扫描分析，失效螺栓宏观断口呈显3种不同区域，如图5所示，分别对A、B、C三个区域进一步扫描分析，A区（图5）中在边有应力集中现象，是为裂纹源区；B区（图6）相对较为平坦、光滑，可见明显疲劳辉纹，基本呈平行分布，且占断面大部分区域，是为裂纹扩展区域；C区较粗糙（图7），断口呈韧窝形貌，所占断面比例较小，为瞬时断裂区。裂纹扩展方向为A→B→C，综合判断螺栓在弯曲应力作用下导致疲劳断裂[2]。A-9218.822674.1-41202该螺栓摩擦因数实测值为0.11~0.12，结合面（最小）摩擦系统数为0.2，由此计算出螺栓预紧力在35kN时即可克服结合面滑移松动；该螺栓和拧紧工艺均沿用之前已成熟车型项目，由电动拧紧轴装配，通过实物拧紧试验得出夹紧力为67.5~69.6kN，此时螺栓预紧力约为屈服极限的85%。德国工程师学会的VDI2230《高强度螺栓连缘部位明显可见较多台阶，说明存在多源应力，且[3]接系统计算》是目前世界上比较成熟的技术规范，该规范系统完整对接头预紧力需求、预紧力损失估算、装配工具的应力离散系数等进行的规定，并规定对抗滑移、防止表面压溃、防止螺纹脱扣、螺栓的许用应力、交变应力等进行全面校核，《紧[4]固联接工程》一书中也提出系统的校核理论体BC×50×2000系，因此仅从结合面滑移计算出的预紧力是远远不够的。2019年第5期图5宏观形貌图6B区扫描32汽车工艺与材料AT&M

生WORKSHO产P现SO场LUTION整理出螺栓公称直径D、螺距P、支架通孔直径dh，结合面直径DA、螺栓摩擦直径dw，螺栓支承面与杆过渡圆直径da，螺纹长度bgew、螺纹间摩擦系数uGmin，结合面摩擦系数uTmin、螺栓支承面摩擦系数uTmin等边界条件，汇总成表3，便于对接头进行全面的校核分析。表3接头边界条件全满足极限工况需求。由于该螺栓在弹性区拧紧，在利用率上还有可提升的空间，如果提高预紧力能改善接头抗疲劳能力，则“提高预紧力”这一方案将被优先采用。就此案例中分别用多种不同区间的预紧力进行校核分析，结果见表5，从表5可知，增大预紧力只能提高抗滑移安全系数SG，并不能提高螺栓的抗疲劳安全系数SD。载荷Fsa=φ×FaFpa=(1-φ)×FaF0因此应重点校核交变应力，依照VDI2230理论[3]计算校核，作用在螺栓上的工作载荷可产生81.8MPa的交变应力。热处理前加工螺纹，按VDI2230理论估算的疲劳极限为48.9MPa，可见实际工作中的疲劳已超过螺栓的极限，如调整为热处理后滚制螺纹，则估算的疲劳极限为56.6MPa，但仍不满足工况需求。O图8受力三角形FpaDA伸长量4改进方法改善螺栓的疲劳失效应从两个方面考虑，一图9是提高螺栓的疲劳极限；二是降低交变应力幅。但此螺栓各项质量指标均符合技术标准，且调整为热处理后滚制螺纹，仍不满足工况需求，所以只能降低交变应力幅，这里的应力幅即为Fsa。借助受力三角形（图8）分析悬置安装螺栓受力情况，图8中，F0为初始预紧力，Fa为外载，Fsa为外载作用在螺栓上的附加部份，Fpa为外载作用在悬置上的附加部份。从图8可看出，若要降低[4]Fsa，需改变内力系数φ，由《螺纹联接工程》中可接头结构表4DA/mmS（）D>1.2S（）G>1.2结合面直径与疲劳安全系数的关系28.50.63.230.53.780.732.50.883.7534.51.13.735.01.273.62表5预紧力/kNS（）D>1.2S（）G>1.2预紧力与疲劳安全系数的关系57.50.63.267.53.790.679.84.520.6知内力系数φ=K1/(K1+K2)，K1为螺栓刚度，K2为被夹或降低螺栓刚度来降低内力系数φ。这里的“刚度”在材料力学中称之为“弹簧常数k”，k=AE/L（A为横截面积、E为材料弹性模量、L为厚度）。结合持件刚度（这里为悬置），通过增大被夹持件刚度利用有限元对预紧力、外载、螺栓应力幅三者之间的相互关系进行分析，并制作成图10，图中E点为结合面分离载荷点，当外载达到该值（即FA=FAseb）时结合面会发生分离，预紧力消失，外载完全作用的螺栓上，即Fbolt=FA。图中B点为结合面开口载荷，当外载FA

生WORKSHO产P现SO场LUTION件，当外载超过B点时，在微观视角下总是存在单面翘曲，所以B点至E点在任何接头中均均在，被联接件在结合面处发生单面翘曲，所以作用在螺栓上的外载不遵守内力系数这一法则，Fsa将大幅度增加，从而造成疲劳失效机率的增加。扭矩完全由结合面承担，从而增大了结合面分离的风险，如果按图11布置螺栓，使紧固点由线分布变更成面分布，既可降低每只螺栓上所承受的应力，又可将扭矩（或弯矩）从结合面上转移到支架内部，降低了结合面分离的风险。F0+FsaF0EFboltBF0AFaFAabFAFAseb图11三点布置安装点图10预紧力-外载-螺栓受力关系将3种方案分别进行仿真分析和理论计算校核，将其结果整理成表6，以便于对比分析。方案1是原设计，即失效条件下的状态，方案2是将结合直径增大至35mm，方案3是在35mm结合基础上增加为3点安装（图11）。从表6可见，方案2中螺栓上的最大应力为758MPa，抗疲劳安全系数为1.27，已满足极端工况要求；方案3中作用在螺栓上的最大应力为632MPa，抗疲劳安全系数为2.2，在方案2的基础上进一步提高了安全性。结合考虑时效性、安全性及用户感受，最终采用三点布置螺栓这一方案。最终方案3通过整车专项路试。螺栓的疲劳寿命与预紧力一直是个热门的话题，酒井智次等人[4]指出，用于塑性区域拧紧的螺栓疲劳极限约为弹性区拧紧的70%。钟杰等人通过对螺栓预紧力与疲劳寿命关系的研究分析，在论文《风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究》[5]中指出，在确保结合面不分离的前提下，螺栓拧紧在屈服极限的85%时，可获得最佳的抗疲劳性能。结合国内外专家研究成果，增大预紧力不作为本案例的改善方案。汽车上所有部件安装点位置均按整车座标系表示，该悬置螺栓沿X向分布，来自动力总成上的表6方案改进措施3种结构仿真分析与安全系数仿真荷谱8.006×107.138×1026.270×1025.403×1024.535×1023.667×1022.800×1021.932×1021.064×1021.968×101Noresult8.006×107.138×1026.270×1025.403×1024.535×1023.667×1022.800×1021.932×1021.064×1021.968×102Noresult抗疲劳系数（SD>1.2）抗滑移系数（SG>1.2）应力/MPa21原设计，结合面直径DA=28mmZYX0.63.21应力/MPa22增加结合面直径至DA=35mmZYX1.273.62应力/MPa23结合面直径至DA=35mm，3只螺栓呈面分布3.322×105.642×1024.861×1024.280×1023.519×1022.800×1022.519×1021.739×1029.580×1021.773×102NoresultZYX2.24.12（下转第38页）34汽车工艺与材料AT&M2019年第5期

生WORKSHO产P现SO场LUTION阶高度等方法解决；转角处要在产品结构允许的情况下取较大的转角半径，避免转角处开裂；需尽量避免拉延深度急剧变化的结构，型面变换应平缓，避免起皱。1.00.8最大主轴应变破裂区在产品开发阶段，对成形难度大的零件，通过有限元软件进行冲压成形模拟分析，可在早期发现产品缺陷，及时优化产品结构，以缩短工装调试周期，降低工装开发风险和成本。参考文献：[1]黄训,申丹凤,成艾国.面向车身设计的冲压工艺同步分析与研究[J].机电产品开发与创新,2010,23(5):73-0.60.40.2成形极限曲线20%安全曲线极限应变区成形区[2]肖露云,龙春光.基于AutoForm的侧围外板成形工艺研究[J].锻压装备与制造技术,2013,48(4):&M75.0-0.6-0.4-0.200.20.40.6极限次应变图17成形极限图（上接第34页）置支架内部，降低了结合面分离的风险，更进一步提高整车的安全性。参考文献：[1]国际标准化组织.碳钢和合金钢紧固件机械性能—第1部份：ISO898—1：2009[S].2009.[2]BrookscR,等著;谢斐娟,等译.工程材料的失效分析[3]德国工程师协会.高强度螺栓连接系统计算：VDI[4]酒井智次著,柴之龙译.螺纹紧固件联接工程[M].北京：机械工业出版社,2016.[5]钟杰,吕杏梅,赵萍,等.风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究.机械制造,2014,43（6）：&M5结束语a.该发动机悬置螺栓在路试中发生断裂，经金相检验、硬度测试、化学成份检测均合格，断裂位置在两个连接件结合的螺纹部分，扫描电镜下观察螺栓受多源应力疲劳断裂。b.产生疲劳的原因主要有悬置结合面设计不合理，造成过高的外载作用在螺栓上，增大悬置结合面直径，改变接头刚度比，从而降低外载对螺栓的交变作用。c.对悬置结构进一步优化设计，使紧固点由线分布更改面分布，既可降低每只螺栓上所承受的应力，又可将扭矩（或弯矩）从结合面上转移到悬[M].北京：机械工业出版社,2003.2230—2015[S].2015.38汽车工艺与材料AT&M2019年第5期