徐連美

摘要：通過解決某車型下擺臂和穩(wěn)定桿連接接頭異響問題，分析了造成夾緊力不足的原因，說明設(shè)計(jì)不合理的擰緊工藝和被連接件的制造誤差會(huì)影響連接接頭的緊固質(zhì)量。在考慮被連接件.下擺臂的工藝性和制造成本的前提下，為了提高下擺臂設(shè)計(jì)制造質(zhì)量對(duì)于連接接頭的魯棒性，將裝配方法從定扭矩法改為過屈服點(diǎn)的扭矩轉(zhuǎn)角法，解決連接處扭矩衰減失效造成的底盤異響問題。

關(guān)鍵詞：底盤異響;制造誤差;擰緊扭矩;扭矩轉(zhuǎn)角法

0?前言

緊固件在汽車上的應(yīng)用非常廣泛，汽車總裝進(jìn)行裝配時(shí)，其中約70%的零件通過緊固件連接到一起。汽車緊固連接中，最常見的方式是通過緊固件提供夾緊力，將2個(gè)或多個(gè)零件連接在一起，如螺栓.螺母連接。因?yàn)榫o固件都在某種程度上實(shí)現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化，螺栓的螺距、強(qiáng)度、摩擦系數(shù)都有著明確的定義，在一定的扭矩策略下，它的最小預(yù)緊力是可以確定的。因?yàn)榫o固件的材料強(qiáng)度都高于被連接件，所以在連接失效時(shí)，雖然最后的失效形式表現(xiàn)為螺栓、螺母松動(dòng)甚至斷裂，但大多時(shí)候并不是緊固件的質(zhì)量有問題，而是初始的緊固工藝設(shè)計(jì)不合理。同時(shí)，還有被連接件設(shè)計(jì)不佳，或者制造質(zhì)量有缺陷等原因，使零件間的匹配不好，導(dǎo)致接頭在工作負(fù)荷作用下發(fā)生夾緊力的衰減，引起連接失效[1]。

本文通過某車型下擺臂和穩(wěn)定桿連接接頭的安裝扭矩設(shè)計(jì)變更過程，說明了由于擰緊工藝不合理，被連接件.下擺臂的制造質(zhì)量誤差所影響到的連接接頭的緊固質(zhì)量[2]。在考慮被連接件.下擺臂的工藝性和制造成本的前提下，為了提高下擺臂制造質(zhì)量對(duì)于連接接頭的魯棒性，將擰緊工藝從定扭矩法改為扭矩轉(zhuǎn)角法，解決接頭扭矩衰減失效造成的異響及松動(dòng)問題。

1?問題描述

2020年5月，某車型在進(jìn)行扭曲路的試驗(yàn)中，車尾部底盤處有咯吱的異響（圖1）。試驗(yàn)人員排查發(fā)現(xiàn)下擺臂和穩(wěn)定桿及連接桿接頭有螺母松動(dòng)痕跡，斷開連接桿后再次進(jìn)行試驗(yàn)，異響隨即消失，判斷異響與下擺臂和連接桿的接頭配合有關(guān)。按設(shè)計(jì)扭矩35±3 N·m擰緊后再進(jìn)行試驗(yàn)，異響仍然存在。在更換新的下擺臂按35±3 N·m的扭矩?cái)Q緊后，在扭曲路試驗(yàn)中異響消失，在試驗(yàn)結(jié)束后檢查發(fā)現(xiàn)接頭仍有螺母松動(dòng)痕跡。

2?原因分析

下擺臂和連接桿是被螺栓和螺母緊固連接在一起的，如果有足夠的夾緊力，應(yīng)該像1個(gè)零件一樣運(yùn)動(dòng)。發(fā)生異響的實(shí)際原因是夾緊力不足，2個(gè)零件之間有松動(dòng)滑移摩擦而產(chǎn)生的。 通過故障現(xiàn)象和產(chǎn)品結(jié)構(gòu)分析，試驗(yàn)人員識(shí)別出5個(gè)造成夾緊力不足的主要因素：（1）擰緊扭矩設(shè)計(jì)值不合理;（2）摩擦系數(shù)不合格;（3）下擺臂的U型開口尺寸超差，導(dǎo)致連接副間隙過大或者襯套長度過長;（4）下擺臂的連接接觸區(qū)域平面度不合格;（5）下擺臂螺栓安裝孔尺寸和位置度不合格。

2.1?擰緊扭矩設(shè)計(jì)值核算和摩擦系數(shù)核查

在整車的開發(fā)中，研究人員更重視零部件的可靠性設(shè)計(jì)，往往并不重視連接點(diǎn)的設(shè)計(jì)和計(jì)算，螺栓螺母的擰緊扭矩采用的是經(jīng)驗(yàn)值[3]。每次有連接失效，研究人員應(yīng)首先核算扭矩值的合理性。表1示出了典型試驗(yàn)路況需求力和螺栓預(yù)緊力的計(jì)算結(jié)果。

經(jīng)過典型路況分析，螺栓的預(yù)緊力無法完全滿足扭曲試驗(yàn)的負(fù)荷要求。

2.2?同批次的螺栓螺母抽查

螺栓摩擦系數(shù)試驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù)如表2所列。

2.3?檢查下擺臂的U型開口尺寸和襯套長度匹配

圖紙要求值為60.0～60.8，實(shí)際值為60.88，下擺臂的U型開口尺寸超出上偏差，緊固后的接頭有殘余間隙，襯套長度合格（圖2）。

2.4?擺臂平面度確認(rèn)

圖紙要求中心孔直徑18 mm的面輪廓度為0.3 mm， 實(shí)測(cè)值螺母接觸面直徑約為16 mm，螺母接觸區(qū)域明顯沒壓平，未裝配的零件面輪廓度實(shí)測(cè)值0.4 mm（圖3）。

2.5?下擺臂螺栓安裝孔尺寸和位置度確認(rèn)

擺臂安裝孔尺寸檢查結(jié)果如表3所列。

3?主要原因分析

使連接接頭松動(dòng)的原因包括扭緊力矩并未涵蓋所有的工況，且下擺臂存在制造偏差。

當(dāng)螺栓摩擦系數(shù)（μ=0.12～0.18）偏大，預(yù)緊力會(huì)偏小，下限值的預(yù)緊力不能滿足扭曲試驗(yàn)的負(fù)荷要求。但是M8螺栓利用率已經(jīng)達(dá)到94%，35±3 N·m的扭矩已經(jīng)不能再提高，否則當(dāng)摩擦系數(shù)偏小時(shí)，螺栓有拉斷的風(fēng)險(xiǎn)。換大規(guī)格的螺栓不僅會(huì)帶使螺栓螺母的成本上升，還涉及對(duì)下擺臂模具的修改，成本會(huì)進(jìn)一步提高。

下擺臂的制造誤差是造成扭矩衰減的根本原因，由于U型開口尺寸超差會(huì)消耗螺栓的扭矩，同時(shí)直徑為18 mm的區(qū)域內(nèi)面輪廓度0.3 mm超差使下擺臂、襯套端面、螺栓螺母法蘭面沒有真正緊密接觸。雖然在初始安裝時(shí)能達(dá)到設(shè)計(jì)狀態(tài)下的扭矩和夾緊力，但接頭受到外力作用時(shí)，下擺臂板進(jìn)一步被壓平，螺栓的伸長量會(huì)被縮短，夾緊力減小，造成接頭松動(dòng)[4]。

4?改進(jìn)實(shí)施

原因明確以后，研究人員得出了改進(jìn)實(shí)施的對(duì)策：

（1）要求下擺臂廠家修改模具，優(yōu)化工藝，確保直徑18.0 mm區(qū)域和直徑8.5 mm同心，而不是偏斜到孔的一側(cè)，另一側(cè)沒有被壓平，同時(shí)面輪廓度0.3 mm要滿足圖紙要求。

（2）將定扭矩法改為扭矩轉(zhuǎn)角法。此處接頭型式是典型的U型套筒連接，連接副間隙不可避免，用扭矩轉(zhuǎn)角無法消除間隙的影響。

設(shè)計(jì)扭矩轉(zhuǎn)角工藝，通過計(jì)算機(jī)輔助工程（CAE）計(jì)算出下擺臂變形剛度為8 000 N/mm，從圖紙上可以算出連接副間隙為1.6 mm，所以消隙力為12.8 kN，消隙扭矩為20 N·m，將其作為起始扭矩。研究人員將螺栓屈服力FS=35 kN作為目標(biāo)值將計(jì)算工藝轉(zhuǎn)角設(shè)為150°，擰緊系數(shù)為1.2，得出工藝轉(zhuǎn)角為180°。

通過試驗(yàn)驗(yàn)證擰緊工藝參數(shù)（表4），測(cè)得的軸力可以滿足所有工況。

用工藝參數(shù)為20 N+180°的扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊試驗(yàn)車的接頭，試驗(yàn)車再?zèng)]有出現(xiàn)異響。將相同工藝用于正式生產(chǎn)，下線3 000多臺(tái)車并與售后人員確認(rèn)，未發(fā)現(xiàn)任何異響案例。

5?結(jié)論

在整車開發(fā)過程中，研究人員一定要重視連接接頭的設(shè)計(jì)、計(jì)算和驗(yàn)證。在被連接件產(chǎn)品的過程控制中，對(duì)安裝孔區(qū)域的質(zhì)量一定要嚴(yán)格把關(guān)。為了提高連接接頭的魯棒性，如本文中下擺臂和連接桿類似的U型連接最好考慮采用扭矩轉(zhuǎn)角法。較大的起始扭矩不僅可以消除間隙，還可以消除接觸面的粗糙度和輪廓度的影響，起到整平接觸面的效果。在確定間隙消除后，通過控制螺栓或螺母的旋轉(zhuǎn)角度控制螺栓的伸長量，使夾緊力只與螺栓的規(guī)格和系統(tǒng)的剛度相關(guān)，從而螺栓擺脫摩擦系數(shù)的影響，得到穩(wěn)定的夾緊力。

參考文獻(xiàn)

[1]VDI 2230高強(qiáng)度螺栓連接的系統(tǒng)計(jì)算（第一部分）[S].設(shè)計(jì)與研究協(xié)會(huì)，螺栓連接委員會(huì)， 2010.

[2]劉惟信. 汽車設(shè)計(jì)[M]. 北京： 清華大學(xué)出版社，第六版，2001.

[3]成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京： 化學(xué)工業(yè)出版社， 第六版，2019.

[4]葉又，黃平. 汽車緊固件實(shí)用技術(shù)手冊(cè) [M].中國質(zhì)檢出版社，2018.