覃佳亮 肖 健 李發(fā)喜（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

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某車型控制臂襯套螺栓裝配縮頸問題研究

覃佳亮 肖 健 李發(fā)喜
（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

摘 要：本文針對公司某車型控制臂襯套螺栓裝配縮頸問題，通過緊固件質(zhì)量檢測，CAE分析以及扭矩夾緊力試驗(yàn)，找出造成部分控制臂螺栓縮頸屈服的根本原因是系統(tǒng)散差導(dǎo)致部分螺栓擰緊扭矩過大，螺栓屈服，并通過提高螺栓強(qiáng)度或降低裝配扭矩解決該問題。

關(guān)鍵詞：裝配縮頸；控制臂；質(zhì)量檢測；扭矩-夾緊力試驗(yàn)

控制臂也稱擺臂，是汽車懸架系統(tǒng)中重要的安全件和功能件。作為懸架系統(tǒng)的導(dǎo)向和傳力元件，控制臂將作用在車輪上的各種力傳遞給車身，同時(shí)保證車輪按一定軌跡運(yùn)動。它直接影響懸架系統(tǒng)的性能以及整車的行駛平穩(wěn)性和操縱穩(wěn)定性。

某微車后懸架控制臂通過螺栓與車身連接，如圖1所示，部分連接位置在裝配時(shí)發(fā)生擰緊縮頸和屈服，如圖2所示。據(jù)統(tǒng)計(jì)，在制造的2000多臺車中，螺栓縮頸共發(fā)生12例，問題發(fā)生概率為0.59%。為了解決公司某車型控制臂襯套螺栓裝配縮頸問題，本文通過對控制臂襯套螺栓螺母的質(zhì)量檢測結(jié)果分析，預(yù)緊力計(jì)算，以及對控制臂襯套螺栓進(jìn)行扭矩測試實(shí)驗(yàn)和扭矩分析，對控制臂襯套螺栓裝配扭矩進(jìn)行了重新設(shè)定，成功解決了螺栓裝配縮頸問題。

圖1　控制臂與車身連接位置

圖2　螺栓縮頸、屈服

表1　螺栓質(zhì)量檢測結(jié)果

1. 零件質(zhì)量檢測

控制臂通過螺栓螺母與車身連接，螺栓的規(guī)格型號為M14×1.5×105-8.8。本文對螺栓的機(jī)械性能和金相組織進(jìn)行檢查和分析。對3件故障件（編號為1#、2#、3#）和3件同批次完好件（編號為4#、5#、6#）按GB/T 3098.1-2010《緊固件機(jī)械性能螺栓、螺釘和螺柱》和GB/T 13298-1991《金屬顯微組織檢驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行檢測。機(jī)械性能檢測內(nèi)容包括抗拉強(qiáng)度、芯部硬度、表面硬度與芯部硬度差值、螺紋未脫碳層最小高度和全脫碳層最大深度，檢測結(jié)果見表1。由表1檢測結(jié)果可知螺栓的各項(xiàng)機(jī)械性能均合格。

此外，對三件故障件進(jìn)行金相組織檢查，檢查結(jié)果見圖3、圖4、圖5。分別對檢測結(jié)果放大50和500倍后，由金相組織檢測結(jié)果可知螺栓螺牙無組織變形和脫碳現(xiàn)象，基體組織為回火索氏體+少量鐵素體。

由上述質(zhì)量檢測可知螺栓的各性能均合格。因此螺栓裝配縮頸問題不是螺栓質(zhì)量缺陷造成的。

2. 基于ADAMS各工況的運(yùn)動學(xué)仿真

目前，汽車懸架零件載荷獲取及強(qiáng)度分析的方法主要有以下4種：

2.1 根據(jù)典型極限工況的動載系數(shù)經(jīng)驗(yàn)值，先計(jì)算出各工況下的輪胎接地點(diǎn)載荷，然后根據(jù)懸架零件幾何尺寸及其與輪胎接地點(diǎn)的空間位置關(guān)系，換算出零件各連接點(diǎn)的載荷，最后根據(jù)材料力學(xué)、彈性力學(xué)的方法對其進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。

2.2 根據(jù)典型極限工況的動載系數(shù)經(jīng)驗(yàn)值，先計(jì)算出各工況下的輪胎接地點(diǎn)載荷，然后使用多體動力學(xué)仿真軟件如ADAMS，建立懸架系統(tǒng)模型，以輪胎接地點(diǎn)載荷為輸入條件加載仿真，最后提取零件載荷，作為有限元分析的載荷邊界條件。

2.3 建立整車虛擬樣機(jī)模型，設(shè)置典型分析工況，如以某一車速通過一定高度的凸臺、某一加速度加速、制動或轉(zhuǎn)向，或者以一定車速通過一定等級的路面，運(yùn)用數(shù)理統(tǒng)計(jì)的方法，獲取懸架零件極限載荷，作為有限元強(qiáng)度分析的載荷邊界條件。

2.4 在有限元軟件平臺（如eta/ VPG）上建立整車柔性多體模型，并在仿真環(huán)境中模擬出整車行駛工況和道路條件，跳過零部件載荷邊界條件獲取這一步，直接獲得整車各零部件的應(yīng)力歷程，可以說這種方法是最接近現(xiàn)實(shí)情況的。

第2種方法結(jié)合了傳統(tǒng)方法的輪胎接地力計(jì)算方法和多體動力學(xué)仿真技術(shù)，能夠?yàn)橛邢拊治鎏峁└鼮闇?zhǔn)確的載荷邊界條件，同時(shí)采用有限元方法也比基于傳統(tǒng)的材料力學(xué)、彈性力學(xué)計(jì)算可靠；因此本文采用第二種方法進(jìn)行懸架控制臂的載荷提取。

首先建立五連桿螺旋彈簧非獨(dú)立懸架系統(tǒng)模型，然后利用左右車輪跳動來引起懸架運(yùn)動，這是懸架運(yùn)動學(xué)特性分析的基本方法。這種分析方法實(shí)際上是模擬實(shí)際過程中車輪通過障礙物、不平的路面、車身側(cè)傾、汽車加速時(shí)對車輪力的作用，即輪胎接地點(diǎn)載荷，然后將這種作用力傳遞到懸架上，進(jìn)而獲取懸架的運(yùn)動特性的一種方法，這種仿真的關(guān)鍵是輪胎接地力的計(jì)算以及各工況動載系數(shù)的選取要符合實(shí)際情況。將建好的懸架子系統(tǒng)與試驗(yàn)臺裝配起來，設(shè)置好懸架參數(shù)，并進(jìn)行不同工況下的后懸架運(yùn)動仿真分析，得到控制臂連接螺栓的各典型極限工況載荷，見表2。

從以上幾種典型極限工況的仿真數(shù)據(jù)中可以看出，微車在過單側(cè)深坑時(shí)控制臂連接螺栓所受工作載荷最大，應(yīng)以該工況作為預(yù)緊力計(jì)算的載荷輸入。

圖3　1#故障件金相組織

圖4　2#故障件金相組織

3. 螺栓擰緊實(shí)驗(yàn)

3.1 螺栓屈服扭矩試驗(yàn)

本實(shí)驗(yàn)采用超聲波儀緊固分析系統(tǒng)，利用零件受力不同導(dǎo)致伸長量不同，采用超聲波信號在零件裝配前后的傳播時(shí)間差與標(biāo)定曲線（傳播時(shí)間差與力的關(guān)系）作比較，得出裝配后零件所受的軸向夾緊力。

圖5　3#故障件金相組織

表2　后懸架控制臂連接螺栓各典型極限工況載荷

圖6　控制臂螺栓屈服扭矩測試結(jié)果

本實(shí)驗(yàn)通過實(shí)物裝配來獲取控制臂螺栓扭矩夾緊力關(guān)系。首先對5套相配件進(jìn)行過屈服的實(shí)物預(yù)擰緊，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖6所示。各組實(shí)驗(yàn)對應(yīng)的最大扭矩見表3。

3.2 螺栓扭矩-夾緊力試驗(yàn)

對5套相配件，根據(jù)裝配擰緊工藝（裝配扭矩160N·m）擰緊實(shí)物后，用超聲波檢測螺栓夾緊力，得出螺栓扭矩-夾緊力關(guān)系曲線，如圖7所示。由實(shí)驗(yàn)結(jié)果可得5組實(shí)驗(yàn)裝配扭矩所對應(yīng)的軸向夾緊力，同時(shí)可測得螺栓的扭矩系數(shù)，見表4。

4. 螺栓扭矩分析

4.1 預(yù)緊力的計(jì)算

將螺栓所受3個(gè)方向的載荷轉(zhuǎn)換為沿螺栓軸向的載荷和沿螺栓徑向的載荷，然后再進(jìn)行預(yù)緊力的計(jì)算，具體計(jì)算過程如下：

（1）在工作載荷FP的作用下，螺栓所受的載荷為：

軸向力FPV=482N，徑向力FPH= 19913N。

（2）按不滑移條件確定螺栓的預(yù)緊力F

在橫向力FPH的作用下，連接結(jié)合面間可能產(chǎn)生滑移。為防止滑移，其結(jié)合面間的摩擦力必須大于橫向載荷，該摩擦力由剩余預(yù)緊力產(chǎn)生，并考慮軸向力FPV對預(yù)緊力的影響，得出被連接件不滑移的條件為：

式中：

F′—為螺栓所需最小預(yù)緊力；

FPV—螺栓所受的軸向外力；

FPH—螺栓所受的橫向外力；

Kf—可靠性系數(shù)；

f—結(jié)合面摩擦系數(shù)。

由于被連接件之間存在間隙，因此需先施加一個(gè)力使被連接件貼合，該力與被連接件的剛度有關(guān)，經(jīng)計(jì)算可知，所以保證被連接不發(fā)生滑移所需的最小預(yù)緊力為，最小預(yù)緊力為79732.6N。

4.2 扭矩分析

由表4可知，該點(diǎn)的裝配扭矩160N·m對應(yīng)的平均軸向夾緊力為80.12kN，大于該點(diǎn)所需的最小預(yù)緊力79.7kN，所以該裝配扭矩可以保證夾緊。同時(shí)，螺栓屈服扭矩實(shí)驗(yàn)測得的控制臂連接螺栓的屈服扭矩大于180N·m，該位置點(diǎn)目前的緊固扭矩為160N·m，并未達(dá)到屈服扭矩，進(jìn)一步分析部分緊固螺栓發(fā)生屈服的原因。

5. 系統(tǒng)散差分析

由上述分析可知，連接螺栓的質(zhì)量檢測是合格的，并且故障件的強(qiáng)度、硬度等技術(shù)要求均合格，金相組織也符合要求；由預(yù)緊力計(jì)算和扭矩分析可知，現(xiàn)使用的緊固扭矩不會使螺栓發(fā)生屈服。然而，屈服件的發(fā)生概率僅為0.59%，對螺栓屈服原因分析如下：

5.1 擰緊設(shè)備為擰緊軸，擰緊精度為3%，按目前裝配扭矩為160Nm，擰緊精度公差最大值將有4.8Nm，因此實(shí)際裝配扭矩值為155.2N·m～164.8N·m。

5.2 本連接結(jié)構(gòu)為車身支架夾緊襯套連接控制臂，支架上螺母、螺栓支撐面內(nèi)有焊點(diǎn)并且該焊接工藝難以保證焊點(diǎn)的分布，焊點(diǎn)高低影響支撐受力面積，同時(shí)襯套的齒面支撐接觸面積也存在一定的散差，如圖8所示，所以連接結(jié)構(gòu)系統(tǒng)存在系統(tǒng)散差。

5.3 被連接件表面處理方式為電泳，而該表面處理方式的缺點(diǎn)在于摩擦系數(shù)不穩(wěn)定，因此在實(shí)物裝配時(shí)屈服扭矩會發(fā)生變化，造成少部分螺栓屈服扭矩系數(shù)降低，螺栓發(fā)生裝配縮頸屈服。

5.4 由螺栓的扭矩夾緊力測試結(jié)果可知，螺栓的扭矩系數(shù)存在散差，根本原因在于各螺栓的螺紋摩擦系數(shù)不一致，這也是螺栓表面處理工藝中不可避免的誤差。

表3　各組螺栓最大扭矩

圖7　控制臂螺栓扭矩-夾緊力測試結(jié)果

表4　各組實(shí)驗(yàn)裝配扭矩對應(yīng)的軸向夾緊力

圖8　帶齒面襯套

圖9　支撐面焊點(diǎn)

6. 解決措施

給合以上分析，螺栓最小扭矩要求為160N·m，所以該點(diǎn)的設(shè)計(jì)扭矩范圍應(yīng)大于160N·m，試驗(yàn)獲知螺栓屈服扭矩180N·m，螺栓扭矩范圍偏小，同時(shí)考慮設(shè)備的存在擰緊精度誤差、整個(gè)連接系統(tǒng)的一致性散差、連接表面質(zhì)量差異造成摩擦系數(shù)不穩(wěn)定，這些原因造成在裝配過程中少數(shù)螺栓屈服。故分別提高螺栓、螺母的性能等級至10.9級和10級，規(guī)避螺栓縮頸風(fēng)險(xiǎn)，通過實(shí)驗(yàn)可知螺栓的屈服扭矩為260N·m。

結(jié)論

目前對螺栓的質(zhì)量檢測，螺栓質(zhì)量合格，排出了螺栓質(zhì)量缺陷造成裝配縮頸。通過對后懸架進(jìn)行多體動力學(xué)分析，得到了各工況下的工作載荷，并根據(jù)最大工況得到了螺栓的最小預(yù)緊力。結(jié)合試驗(yàn)獲知控制臂連接點(diǎn)螺栓最小需求扭矩為160N·m，屈服扭矩為180N·m，螺栓扭矩范圍偏小。最后對系統(tǒng)散差進(jìn)行分析后可知此低概率的螺栓屈服應(yīng)是擰緊工具精度、系統(tǒng)散差綜合作用造成軸力過大而發(fā)生的。所以通過提高螺栓螺母強(qiáng)度，可以規(guī)避螺栓縮頸風(fēng)險(xiǎn)，有效解決了控制臂襯套螺栓裝配縮頸問題。

參考文獻(xiàn)

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［3］成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第二卷［M］.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2011.

中圖分類號：U463

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

Abstract：Aiming atthe problem of boltassembly necking for the control arm of a vehicle， quality test of fasteners， CAE analysis and the torque clamping test is used. The result shows the ultimate cause of bolt assembly necking for control arm lies in the system scattering difference which leads to a too high tightening torque for very little part of the bolt and as a result， the bolt reach the yield point. And the problem can be solved by enhancing the bolt strength or lower the assembly torque.

Keywords：Assembly necking； Control arm； Quality test； Torque clamping test