王迪 熊萬(wàn)川 周盼泉 郭磊 趙雅

（比亞迪汽車(chē)工業(yè)有限公司汽車(chē)工程研究院，深圳 518118）

1 前言

汽車(chē)懸置是一種彈性支承元件，常見(jiàn)的有橡膠懸置、空氣彈簧懸置、液壓懸置等，主要用于連接車(chē)身和動(dòng)力總成，如發(fā)動(dòng)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(chē)動(dòng)力總成以及隔離由于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)而引起的車(chē)身振動(dòng)[1]。裝配時(shí)使用高強(qiáng)度緊固件，與車(chē)身結(jié)構(gòu)件的連接點(diǎn)作為定位孔，螺栓可進(jìn)行預(yù)旋合；與動(dòng)力總成連接時(shí)，由于存在多個(gè)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(dòng)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(jì)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(chē)型懸置支座與支架（牌號(hào)QSTE460TM）通過(guò)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(hào)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(jí)，表面鍍鋅，支座與前副車(chē)架連接螺栓，裝配扭矩105 N·m；

b.螺栓2，M12×1.25，10.9 級(jí)，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(jí)，表面鍍鋅，支架與變速箱殼體連接螺栓，裝配扭矩55 N·m。

車(chē)輛設(shè)計(jì)階段進(jìn)行整車(chē)道路循環(huán)可靠性試驗(yàn)，根據(jù)路況類(lèi)別，目標(biāo)要求800 次循環(huán)無(wú)異常。在進(jìn)行到496 循環(huán)時(shí)，試車(chē)人員反饋存在異響，停車(chē)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(duì)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(yàn)車(chē)輛在研發(fā)階段的可靠性，對(duì)失效情況進(jìn)行相關(guān)檢測(cè)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(guān)斷口分析

分別對(duì)各部位斷裂情況進(jìn)行觀(guān)察，懸置支架斷口位于與襯套連接的過(guò)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(jiàn)圓弧形貝紋線(xiàn)，具有典型疲勞斷裂特征；貝紋線(xiàn)收斂于表面焊點(diǎn)，視為疲勞源區(qū)，源區(qū)位置與焊點(diǎn)受熱影響具有一定的關(guān)聯(lián)性（圖4a）；貝紋線(xiàn)擴(kuò)展面積較大，幾乎貫穿整個(gè)截面，說(shuō)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(kāi)裂，說(shuō)明此時(shí)整個(gè)支架已失穩(wěn)，屬于過(guò)載斷裂。

圖4 支架斷口形貌1

觀(guān)察變速箱螺紋斷口，2 處斷口破裂程度相當(dāng)，整個(gè)斷面呈脆性，未發(fā)現(xiàn)宏觀(guān)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(duì)支架沿疲勞源中心取樣觀(guān)察截面金相組織，母材組織為鐵素體+極少量珠光體（圖6）；觀(guān)察斷面組織，熔合線(xiàn)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(guān)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(duì)劃傷螺牙區(qū)觀(guān)察，斷面存在二次裂紋，向心部延伸，說(shuō)明斷裂時(shí)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(yàn)結(jié)果對(duì)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(kāi)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(kāi)裂源。初步懷疑支架與變速箱之間連接螺栓發(fā)生了松動(dòng)，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(dòng)趨向嚴(yán)重時(shí)，行駛過(guò)程螺栓在內(nèi)螺紋孔中發(fā)生“竄動(dòng)”，對(duì)強(qiáng)度較低的內(nèi)螺紋造成損傷，因此，需要對(duì)緊固件松動(dòng)原因進(jìn)行分析。

6 原裝配連接可靠性驗(yàn)證

6.1 扭矩復(fù)檢法

為驗(yàn)證緊固件松動(dòng)帶來(lái)的影響，重現(xiàn)故障現(xiàn)象，對(duì)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(yàn)，在約300 次循環(huán)時(shí)發(fā)現(xiàn)螺栓漆標(biāo)發(fā)生明顯滑移（圖10），說(shuō)明連接副已發(fā)生旋轉(zhuǎn)松動(dòng)。

圖10 緊固件漆標(biāo)

對(duì)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(cè)試，即在擰緊方向?qū)β菟ㄊ┘右粋€(gè)復(fù)驗(yàn)扭矩，通過(guò)曲線(xiàn)特征讀取殘余扭矩值，得出此時(shí)扭矩衰減為27%～36%（圖11）。

圖11 扭矩復(fù)檢曲線(xiàn)

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(huì)得到不同的擰緊效果。根據(jù)設(shè)計(jì)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(huì)對(duì)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(jì)算》標(biāo)準(zhǔn)中描述[2]，扭矩與夾緊力的關(guān)系見(jiàn)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(duì)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(cè)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(cè)試值，結(jié)果見(jiàn)表1，可知緊固件總摩擦系數(shù)位于設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)

7.1 設(shè)計(jì)夾緊力的校核

7.1.1 載荷提取

設(shè)計(jì)夾緊力如何有效的計(jì)算取決于連接副實(shí)際受到的載荷。經(jīng)對(duì)標(biāo)分析，在懸置設(shè)計(jì)階段，通過(guò)行業(yè)28 工況計(jì)算懸置受力，取28 種工況中受力最大的工況作為連接副計(jì)算夾緊力的依據(jù)和參考，從而制定原裝配設(shè)計(jì)。車(chē)輛在使用過(guò)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(jì)上的區(qū)別，力值傳遞也不同。工程設(shè)計(jì)階段，載荷提取主要通過(guò)2 種途徑，第1 種是路譜采集法，通過(guò)三分力傳感器實(shí)車(chē)采集懸置在測(cè)試路況下的三向受力，而后通過(guò)CAE 模型，將懸置受力分解至懸置各安裝點(diǎn)，以獲取各安裝點(diǎn)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(diǎn)加載標(biāo)準(zhǔn)加速度，借助于相關(guān)動(dòng)力學(xué)計(jì)算軟件計(jì)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(yàn)車(chē)輛在實(shí)際路況下采集得到的三向力輸入到仿真模型中，通過(guò)動(dòng)力學(xué)計(jì)算將力值分解到安裝點(diǎn)3 個(gè)方向中，經(jīng)計(jì)算后連接點(diǎn)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(jì)算

依據(jù)VDI 2230：2003[2]標(biāo)準(zhǔn)所述理論方法對(duì)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(shí)的總拉力；?F為使螺栓伸長(zhǎng) Δλ所需要的力；λb為預(yù)緊時(shí)螺栓伸長(zhǎng)量；Δλ為承受工作載荷時(shí)螺栓相對(duì)預(yù)緊時(shí)螺栓的伸長(zhǎng)量/被連接件相對(duì)預(yù)緊時(shí)的恢復(fù)量；λm為預(yù)緊時(shí)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(dòng)力載荷3 向受力經(jīng)計(jì)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(dòng)所需預(yù)緊力F0：要使被連接件不發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，需滿(mǎn)足公式（2）。

式中，w為切向工作載荷；Fm為切向滑動(dòng)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(jì)算，w=8 204.4 N；F0=37 292.7 N。

c.實(shí)際需求夾緊力FM計(jì)算見(jiàn)公式（3）。

經(jīng)計(jì)算，F(xiàn)M=37 535.7 N。

7.2 實(shí)際夾緊力的測(cè)試

驗(yàn)證實(shí)際裝配后夾緊力是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)值，采用實(shí)際摩擦系數(shù)測(cè)試方法對(duì)原裝配工藝進(jìn)行夾緊力測(cè)試。將懸置支架以及變速箱螺紋孔通過(guò)機(jī)加工進(jìn)行切割取樣，作為試驗(yàn)用摩擦面，保證摩擦系數(shù)與實(shí)車(chē)狀態(tài)一致，切斷方式為目標(biāo)扭矩55 N·m，結(jié)果見(jiàn)表2，可知總摩擦系數(shù)比標(biāo)準(zhǔn)測(cè)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(jì)要求的37.5 kN，故作為緊固件松動(dòng)的判定依據(jù)。

表2 實(shí)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(jì)夾緊力校核結(jié)果，結(jié)合產(chǎn)線(xiàn)裝配能力、被連接件可能會(huì)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(jì)夾緊力要求為45 kN。而M10×1.25，10.9 級(jí)螺栓擰緊時(shí)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(shí)屈服預(yù)緊力；A為拉伸-擰緊經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，取0.85；B為拉斷-屈服經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，取0.9；Ft為最小拉力載荷，算得Fy=48.7 kN，與設(shè)計(jì)值對(duì)比，若實(shí)際裝配后軸向夾緊力高于該值，會(huì)導(dǎo)致螺栓發(fā)生塑性變形。

為規(guī)避風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)緊固件重新進(jìn)行選型，將規(guī)格切換為M12，以滿(mǎn)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(duì)夾緊力的保持起穩(wěn)定作用，經(jīng)觀(guān)察原狀態(tài)使用的鋼制支架厚度僅5 mm左右，對(duì)于主要承受橫向剪切載荷的連接副來(lái)說(shuō)，較薄的厚度會(huì)對(duì)臨界滑動(dòng)量帶來(lái)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(dòng)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(xiàn)垂直的方向上相對(duì)移動(dòng)的允許間隙；LC為被連接件厚度（可視為夾緊長(zhǎng)度）；Leng為螺紋旋合長(zhǎng)度；F0為軸向預(yù)緊力；μws為支承面上側(cè)向滑動(dòng)時(shí)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(guò)小，會(huì)導(dǎo)致松動(dòng)敏感性增加，連接副易發(fā)生松動(dòng)，因此，設(shè)計(jì)過(guò)程需要優(yōu)化支架厚度，考慮鋼材的增厚會(huì)帶來(lái)零部件質(zhì)量的增加，使用6系鋁合金進(jìn)行設(shè)計(jì)，其厚度增加30 mm，設(shè)計(jì)方案見(jiàn)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(lái)的19.6 mm 優(yōu)化為24.7 mm，以分散擰緊時(shí)的表面壓力。改善前后將相關(guān)參數(shù)代入公式計(jì)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(dòng)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(jì)

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(huì)發(fā)生變化，通過(guò)工藝調(diào)整和測(cè)試，鋁合金支架摩擦系數(shù)試驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)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(jì)算

假設(shè)理論摩擦系數(shù)處于上限時(shí)連接副不發(fā)生松動(dòng)，此時(shí)的最小夾緊力足以抵抗載荷，根據(jù)公式（1）計(jì)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(jì)算后裝配扭矩為110 N·m。

8 路試驗(yàn)證

將上述設(shè)計(jì)方案（緊固件M12×1.25，10.9級(jí)，鋁制支架，夾緊長(zhǎng)度35 mm，裝配扭矩110 N·m）進(jìn)行整車(chē)道路試驗(yàn)驗(yàn)證，以800 次循環(huán)為目標(biāo)要求。使用超聲波軸力測(cè)量?jī)x測(cè)量夾緊力，測(cè)試過(guò)程見(jiàn)圖14，夾緊力隨路試循環(huán)數(shù)的測(cè)試結(jié)果見(jiàn)圖15，可知在整個(gè)路試過(guò)程中夾緊力未發(fā)生嚴(yán)重衰減，行駛驗(yàn)證過(guò)程未發(fā)現(xiàn)金屬件因松動(dòng)產(chǎn)生的摩擦異響，符合預(yù)期。

圖14 軸向夾緊力測(cè)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(guò)載脆性斷裂；

b.經(jīng)金相試驗(yàn)分析，支架斷裂位置金相組織正常，焊點(diǎn)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(jì)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(duì)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(duì)松動(dòng)的測(cè)試，證實(shí)了誘導(dǎo)斷裂的主要原因?yàn)閼抑弥Ъ芘c變速箱連接螺栓在行駛中發(fā)生了松動(dòng)，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(dòng)導(dǎo)致的失效，對(duì)原裝配工藝重新設(shè)計(jì)，通過(guò)實(shí)際路譜采集的力值進(jìn)行設(shè)計(jì)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(jì)值對(duì)緊固件和被連接件進(jìn)行校核，螺栓選型時(shí)為規(guī)避斷裂風(fēng)險(xiǎn)將原規(guī)格M10 更換為M12；為降低松動(dòng)敏感性，考慮輕量化的同時(shí)將原鋼制支架更換為6 系鋁合金支架，夾緊長(zhǎng)度增至35 mm，臨界滑動(dòng)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(jì)方案經(jīng)整車(chē)道路試驗(yàn)驗(yàn)證，利用超聲波飛行聲時(shí)差間接監(jiān)控連接副軸向夾緊力的衰減趨勢(shì)，結(jié)果表明在整個(gè)設(shè)計(jì)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(dòng)，零部件連接可靠性滿(mǎn)足要求。