王迪 熊萬川 周盼泉 郭磊 趙雅

（比亞迪汽車工業(yè)有限公司汽車工程研究院，深圳 518118）

1 前言

汽車懸置是一種彈性支承元件，常見的有橡膠懸置、空氣彈簧懸置、液壓懸置等，主要用于連接車身和動力總成，如發(fā)動機(jī)、電機(jī)等重要零部件。懸置總成的作用主要用于固定、限位并支承汽車動力總成以及隔離由于發(fā)動機(jī)激勵而引起的車身振動[1]。裝配時使用高強(qiáng)度緊固件，與車身結(jié)構(gòu)件的連接點作為定位孔，螺栓可進(jìn)行預(yù)旋合；與動力總成連接時，由于存在多個內(nèi)螺紋連接，也應(yīng)按照要求依次進(jìn)行定位、預(yù)旋合、擰緊，考慮動力總成殼體通常采用鋁合金材質(zhì)，應(yīng)具有足夠的旋合深度，防止裝配滑絲，懸置的設(shè)計要求除了本體應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度外，裝配連接可靠性需受到重視。

2 失效背景

某車型懸置支座與支架（牌號QSTE460TM）通過襯套螺栓連接，共同構(gòu)成懸置總成元件（圖1），相關(guān)連接緊固件序號及裝配參數(shù)如下。

圖1 懸置總成元件

a.螺栓1，M12×1.25，10.9 級，表面鍍鋅，支座與前副車架連接螺栓，裝配扭矩105 N·m；

b.螺栓2，M12×1.25，10.9 級，表面鍍鋅，支座襯套與支架連接螺栓，裝配扭矩85 N·m；

c.螺栓 3、螺栓 4 和螺栓 5，M10×1.25，10.9 級，表面鍍鋅，支架與變速箱殼體連接螺栓，裝配扭矩55 N·m。

車輛設(shè)計階段進(jìn)行整車道路循環(huán)可靠性試驗，根據(jù)路況類別，目標(biāo)要求800 次循環(huán)無異常。在進(jìn)行到496 循環(huán)時，試車人員反饋存在異響，停車檢查發(fā)現(xiàn)懸置支架斷裂，襯套脫出，與變速箱連接的螺栓3、螺栓4 和螺栓5 松脫丟失（圖2），與之對應(yīng)的變速箱螺紋孔3 和螺紋孔4 發(fā)生破裂（圖3），為預(yù)防事故的再次發(fā)生，保證試驗車輛在研發(fā)階段的可靠性，對失效情況進(jìn)行相關(guān)檢測與分析。

圖2 懸置斷裂形貌

圖3 變速箱螺紋孔破裂形貌

3 宏觀斷口分析

分別對各部位斷裂情況進(jìn)行觀察，懸置支架斷口位于與襯套連接的過渡薄弱區(qū)。其中近焊接螺母處為先失效斷口，斷面肉眼可見圓弧形貝紋線，具有典型疲勞斷裂特征；貝紋線收斂于表面焊點，視為疲勞源區(qū)，源區(qū)位置與焊點受熱影響具有一定的關(guān)聯(lián)性（圖4a）；貝紋線擴(kuò)展面積較大，幾乎貫穿整個截面，說明疲勞裂紋從萌生到擴(kuò)展期間零部件受力并不大，屬于低應(yīng)力疲勞（圖4b）。支架另一處斷口稍遠(yuǎn)離焊接螺母區(qū)，呈撕裂狀，為后期開裂，說明此時整個支架已失穩(wěn)，屬于過載斷裂。

圖4 支架斷口形貌1

觀察變速箱螺紋斷口，2 處斷口破裂程度相當(dāng)，整個斷面呈脆性，未發(fā)現(xiàn)宏觀鑄造缺陷如疏松、縮孔等，內(nèi)螺紋局部位置存在劃傷，劃傷形貌相近，呈螺紋“滑絲”狀（圖5）。

圖5 螺紋孔斷口形貌

4 金相分析

對支架沿疲勞源中心取樣觀察截面金相組織，母材組織為鐵素體+極少量珠光體（圖6）；觀察斷面組織，熔合線連接良好，未發(fā)現(xiàn)明顯焊接缺陷，焊縫及熱影響區(qū)組織正常，裂紋源處未發(fā)現(xiàn)明顯缺陷（圖7）。

圖6 支架母材組織（500×）

圖7 斷口組織（50×）

在變速箱螺紋斷口附近取樣觀察金相組織，基體組織為白色α固溶體+灰色條狀共晶硅及塊狀初晶硅，未發(fā)現(xiàn)明顯聚集狀的疏松（圖8）；對劃傷螺牙區(qū)觀察，斷面存在二次裂紋，向心部延伸，說明斷裂時受力較大（圖9）。

圖8 基體組織（200×）

圖9 螺紋牙形貌（50×）

5 斷裂原因分析

從以上試驗結(jié)果對斷裂原因進(jìn)行篩查，斷裂支架焊接工藝正常，各區(qū)組織正常，低應(yīng)力下首先發(fā)生疲勞開裂；變速箱鑄造工藝正常，結(jié)合螺牙劃傷和斷口形貌，判斷為第二開裂源。初步懷疑支架與變速箱之間連接螺栓發(fā)生了松動，導(dǎo)致支架受力異常，支架在薄弱部位形成應(yīng)力集中，產(chǎn)生疲勞微裂紋，當(dāng)松動趨向嚴(yán)重時，行駛過程螺栓在內(nèi)螺紋孔中發(fā)生“竄動”，對強(qiáng)度較低的內(nèi)螺紋造成損傷，因此，需要對緊固件松動原因進(jìn)行分析。

6 原裝配連接可靠性驗證

6.1 扭矩復(fù)檢法

為驗證緊固件松動帶來的影響，重現(xiàn)故障現(xiàn)象，對相關(guān)零部件進(jìn)行更換，按照原55 N·m 目標(biāo)扭矩裝配后進(jìn)行路試試驗，在約300 次循環(huán)時發(fā)現(xiàn)螺栓漆標(biāo)發(fā)生明顯滑移（圖10），說明連接副已發(fā)生旋轉(zhuǎn)松動。

圖10 緊固件漆標(biāo)

對上述狀態(tài)利用便攜式扭矩分析儀在小角度（＜10°）內(nèi)復(fù)緊測試，即在擰緊方向?qū)β菟ㄊ┘右粋€復(fù)驗扭矩，通過曲線特征讀取殘余扭矩值，得出此時扭矩衰減為27%～36%（圖11）。

圖11 扭矩復(fù)檢曲線

6.2 緊固件摩擦系數(shù)分析

懸置支架與變速箱連接螺栓主要承受橫向剪切力，要求在外部多次能量沖擊下其軸向夾緊力能夠牢牢的將零部件連接在一起而不允許發(fā)生分離或滑移。由于裝配工藝采用扭矩法，摩擦系數(shù)是影響裝配狀態(tài)的重要因數(shù)之一，因摩擦系數(shù)的散差可能會得到不同的擰緊效果。根據(jù)設(shè)計要求緊固件摩擦系數(shù)范圍為0.08～0.14，若分別取上下限值均會對結(jié)果產(chǎn)生較大影響，根據(jù)VDI 2230：2003《高強(qiáng)度螺栓連接系統(tǒng)計算》標(biāo)準(zhǔn)中描述[2]，扭矩與夾緊力的關(guān)系見公式（1）。

式中，T為總扭矩；P為螺距；F為夾緊力；μth為螺紋摩擦系數(shù)；d2為螺紋中徑；β為螺紋升角；μb為螺栓支承面摩擦系數(shù)；Dw為螺栓摩擦面外徑；Dki為螺栓摩擦面內(nèi)徑。

對該批次緊固件依據(jù)ISO 16047: 2005 Fasteners—Torque/clamp force testing[3]進(jìn)行摩擦系數(shù)測試，按照緊固件保證載荷的75%，即38.1 kN 進(jìn)行切斷，支承面摩擦內(nèi)外徑均采用測試值，結(jié)果見表1，可知緊固件總摩擦系數(shù)位于設(shè)計要求的下區(qū)間，特別是支承面摩擦系數(shù)更接近于下限值，其中1#、3#、7#樣品支承面摩擦系數(shù)已不符合設(shè)計要求。

表1 標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)摩擦系數(shù)結(jié)果（M10×1.25）

7 裝配設(shè)計

7.1 設(shè)計夾緊力的校核

7.1.1 載荷提取

設(shè)計夾緊力如何有效的計算取決于連接副實際受到的載荷。經(jīng)對標(biāo)分析，在懸置設(shè)計階段，通過行業(yè)28 工況計算懸置受力，取28 種工況中受力最大的工況作為連接副計算夾緊力的依據(jù)和參考，從而制定原裝配設(shè)計。車輛在使用過程中，各部件的受力因道路狀況的不同而不同，加上結(jié)構(gòu)件設(shè)計上的區(qū)別，力值傳遞也不同。工程設(shè)計階段，載荷提取主要通過2 種途徑，第1 種是路譜采集法，通過三分力傳感器實車采集懸置在測試路況下的三向受力，而后通過CAE 模型，將懸置受力分解至懸置各安裝點，以獲取各安裝點最大受力情況；第2 種是極限工況法，在輪心處或輪胎接地點加載標(biāo)準(zhǔn)加速度，借助于相關(guān)動力學(xué)計算軟件計算出各零部件和關(guān)鍵部位的載荷[4]。本例中為保證數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確可靠，采用路譜載荷采集法，試驗車輛在實際路況下采集得到的三向力輸入到仿真模型中，通過動力學(xué)計算將力值分解到安裝點3 個方向中，經(jīng)計算后連接點3 向最大受力分別為X向 150 N、Y向 8 203 N、Z向 135 N（X、Y為螺栓切向，Z為螺栓軸向）。

7.1.2 夾緊力計算

依據(jù)VDI 2230：2003[2]標(biāo)準(zhǔn)所述理論方法對連接副進(jìn)行矢量三角形受力分析（圖12），縱坐標(biāo)代表緊固件及被連接件受力，橫坐標(biāo)代表變形。

圖12 中，F(xiàn)0為預(yù)緊力；F為工作載荷；F1為殘余預(yù)緊力；F2為螺栓承受工作載荷時的總拉力；?F為使螺栓伸長 Δλ所需要的力；λb為預(yù)緊時螺栓伸長量；Δλ為承受工作載荷時螺栓相對預(yù)緊時螺栓的伸長量/被連接件相對預(yù)緊時的恢復(fù)量；λm為預(yù)緊時被連接件的壓縮量。

圖12 連接副受力分析

a.自定義殘余預(yù)緊力F1：為保證連接的緊密性，應(yīng)使殘余預(yù)緊力F1＞0 N，通常F1為F的1.5～1.8 倍，F(xiàn)為提取的動力載荷3 向受力經(jīng)計算后的最大合力（軸向），即理論最大殘余預(yù)緊F1=243 N。

b.抗滑動所需預(yù)緊力F0：要使被連接件不發(fā)生相對滑動，需滿足公式（2）。

式中，w為切向工作載荷；Fm為切向滑動摩擦力；Fx為X向最大載荷取整；Fy為Y向最大載荷取整；n為接觸面數(shù)量；μ為接觸面摩擦系數(shù)，參考VDI 2230：2003[2]標(biāo)準(zhǔn)中2 種相應(yīng)材料之間的摩擦系數(shù)范圍，取中間值為0.22。

經(jīng)計算，w=8 204.4 N；F0=37 292.7 N。

c.實際需求夾緊力FM計算見公式（3）。

經(jīng)計算，F(xiàn)M=37 535.7 N。

7.2 實際夾緊力的測試

驗證實際裝配后夾緊力是否滿足設(shè)計值，采用實際摩擦系數(shù)測試方法對原裝配工藝進(jìn)行夾緊力測試。將懸置支架以及變速箱螺紋孔通過機(jī)加工進(jìn)行切割取樣，作為試驗用摩擦面，保證摩擦系數(shù)與實車狀態(tài)一致，切斷方式為目標(biāo)扭矩55 N·m，結(jié)果見表2，可知總摩擦系數(shù)比標(biāo)準(zhǔn)測試狀態(tài)略高，符合要求，但夾緊力平均值為31.5 kN，低于設(shè)計要求的37.5 kN，故作為緊固件松動的判定依據(jù)。

表2 實際狀態(tài)摩擦系數(shù)結(jié)果（M10×1.25）

7.3 緊固件的校核

根據(jù)上述設(shè)計夾緊力校核結(jié)果，結(jié)合產(chǎn)線裝配能力、被連接件可能會發(fā)生回彈以及螺栓頭部嵌入式損耗等影響，將安全系數(shù)提高至1.2，即設(shè)計夾緊力要求為45 kN。而M10×1.25，10.9 級螺栓擰緊時屈服預(yù)緊力與最小拉力載荷之間關(guān)系可用公式（4）表示。

式中，F(xiàn)y為擰緊時屈服預(yù)緊力；A為拉伸-擰緊經(jīng)驗系數(shù)，取0.85；B為拉斷-屈服經(jīng)驗系數(shù)，取0.9；Ft為最小拉力載荷，算得Fy=48.7 kN，與設(shè)計值對比，若實際裝配后軸向夾緊力高于該值，會導(dǎo)致螺栓發(fā)生塑性變形。

為規(guī)避風(fēng)險，對緊固件重新進(jìn)行選型，將規(guī)格切換為M12，以滿足預(yù)緊力要求。

7.4 被連接件的校核

裝配后的被連接件應(yīng)對夾緊力的保持起穩(wěn)定作用，經(jīng)觀察原狀態(tài)使用的鋼制支架厚度僅5 mm左右，對于主要承受橫向剪切載荷的連接副來說，較薄的厚度會對臨界滑動量帶來不利的結(jié)果，根據(jù)相關(guān)理論[5]，螺栓頭部支承面臨界滑動量Scr主要由2 部分組成，一是螺栓在內(nèi)螺紋中的傾斜引起的螺栓頭部位移S1，二是支承面上的摩擦力使螺栓彎曲引起的螺栓頭部位移S2，如公式（5）所示。

式中，ΔT為擰緊后內(nèi)外螺紋在與螺栓軸線垂直的方向上相對移動的允許間隙；LC為被連接件厚度（可視為夾緊長度）；Leng為螺紋旋合長度；F0為軸向預(yù)緊力；μws為支承面上側(cè)向滑動時的摩擦系數(shù)；EB為螺栓材料的彈性模量；IB為螺栓橫截面的慣性矩，IB=πd4/64。

若Scr過小，會導(dǎo)致松動敏感性增加，連接副易發(fā)生松動，因此，設(shè)計過程需要優(yōu)化支架厚度，考慮鋼材的增厚會帶來零部件質(zhì)量的增加，使用6系鋁合金進(jìn)行設(shè)計，其厚度增加30 mm，設(shè)計方案見圖13，為避免強(qiáng)度較低的鋁合金表面壓潰，支承面外徑從原來的19.6 mm 優(yōu)化為24.7 mm，以分散擰緊時的表面壓力。改善前后將相關(guān)參數(shù)代入公式計算分別得鋼制支架Scr=0.04 mm，鋁合金制支架Scr=2.0 mm，經(jīng)防松校核臨界滑動量提高50 倍，有效增加了連接副的防松效果。

圖13 鋁合金支架設(shè)計

考慮鋼材和鋁材表面狀態(tài)的差異，支承面摩擦系數(shù)也會發(fā)生變化，通過工藝調(diào)整和測試，鋁合金支架摩擦系數(shù)試驗結(jié)果見表3，摩擦系數(shù)約控制在0.11 左右，處于合理區(qū)間。

表3 鋁合金支架摩擦系數(shù)結(jié)果

7.5 裝配扭矩的計算

假設(shè)理論摩擦系數(shù)處于上限時連接副不發(fā)生松動，此時的最小夾緊力足以抵抗載荷，根據(jù)公式（1）計算裝配扭矩，支承面和螺紋面摩擦系數(shù)均取0.14，螺紋升角30°，螺紋中徑11.2 mm，螺栓頭部支承外徑24.7 mm、內(nèi)徑1 4 mm，采用扭矩法，經(jīng)計算后裝配扭矩為110 N·m。

8 路試驗證

將上述設(shè)計方案（緊固件M12×1.25，10.9級，鋁制支架，夾緊長度35 mm，裝配扭矩110 N·m）進(jìn)行整車道路試驗驗證，以800 次循環(huán)為目標(biāo)要求。使用超聲波軸力測量儀測量夾緊力，測試過程見圖14，夾緊力隨路試循環(huán)數(shù)的測試結(jié)果見圖15，可知在整個路試過程中夾緊力未發(fā)生嚴(yán)重衰減，行駛驗證過程未發(fā)現(xiàn)金屬件因松動產(chǎn)生的摩擦異響，符合預(yù)期。

圖14 軸向夾緊力測試

圖15 軸向夾緊力衰減

9 結(jié)論

a.經(jīng)斷口分析，懸置總成元件中支架屬于疲勞斷裂，變速箱螺紋孔為過載脆性斷裂；

b.經(jīng)金相試驗分析，支架斷裂位置金相組織正常，焊點位置為首裂紋源，未發(fā)現(xiàn)焊接缺陷；變速箱螺紋孔金相組織正常，未發(fā)現(xiàn)明顯鑄造缺陷；

c.經(jīng)緊固件摩擦系數(shù)分析，原M10 螺栓總摩擦系數(shù)位于設(shè)計要求的下區(qū)間，特別是支承面摩擦系數(shù)更接近于下限值，對于主要承受切向力的工作載荷，不利于螺栓的防松；

d.結(jié)合殘余扭矩對松動的測試，證實了誘導(dǎo)斷裂的主要原因為懸置支架與變速箱連接螺栓在行駛中發(fā)生了松動，導(dǎo)致連接副受力異常，在裂紋源處萌生疲勞裂紋。

為解決因松動導(dǎo)致的失效，對原裝配工藝重新設(shè)計，通過實際路譜采集的力值進(jìn)行設(shè)計夾緊力校核，得出原裝配工藝產(chǎn)生的夾緊力不足以抵抗工況載荷。結(jié)合設(shè)計值對緊固件和被連接件進(jìn)行校核，螺栓選型時為規(guī)避斷裂風(fēng)險將原規(guī)格M10 更換為M12；為降低松動敏感性，考慮輕量化的同時將原鋼制支架更換為6 系鋁合金支架，夾緊長度增至35 mm，臨界滑動量較原狀態(tài)提高了50倍，并優(yōu)化表面應(yīng)力分布以防止零部件壓潰。設(shè)計方案經(jīng)整車道路試驗驗證，利用超聲波飛行聲時差間接監(jiān)控連接副軸向夾緊力的衰減趨勢，結(jié)果表明在整個設(shè)計里程循環(huán)中零部件未出現(xiàn)異常，連接副軸向夾緊力基本保持穩(wěn)定，緊固件未發(fā)生滑移松動，零部件連接可靠性滿足要求。