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摘 要：對(duì)某款車(chē)型懸置緊固件斷裂進(jìn)行分析, 從故障件的宏觀(guān)及微觀(guān)角度分析確定了緊固件的斷裂模式。建立了懸置支架貼合面滑移量的CAE 分析模型, 經(jīng)分析現(xiàn)有緊固參數(shù)下存在貼合面滑動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)。結(jié)合緊固工藝及實(shí)測(cè)緊固曲線(xiàn)重新調(diào)整緊固參數(shù)并通過(guò)滑移CAE 模型驗(yàn)證了緊固可靠性，最后通過(guò)道路試驗(yàn)證及殘余扭矩測(cè)試驗(yàn)證了緊固的可靠性。懸置為連接動(dòng)力總成與車(chē)身的零件，其承受由動(dòng)力總成傳遞到車(chē)身的載荷及由路面沖擊引起從車(chē)身傳遞到動(dòng)力總成的載荷。這些載荷值較大且為交變復(fù)雜載荷，其對(duì)懸置緊固件的緊固可靠性提出了較高的要求。隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展，大扭矩成為高性能車(chē)型的重要指標(biāo)之一，同時(shí)混合動(dòng)力、純電動(dòng)等車(chē)型可在瞬間輸出很大的扭矩，大扭矩便會(huì)對(duì)懸置連接件產(chǎn)生較大的沖擊，同時(shí)混合動(dòng)力總成由于電機(jī)的加入其整體重量也有較大增加。扭矩及重量的增加都對(duì)懸置緊固效果提出了更高的要求。懸置緊固件通過(guò)施加一定的扭矩從而產(chǎn)生夾緊力，由夾緊力來(lái)克服各種沖擊力，理論上可以通過(guò)載荷計(jì)算出所需的夾緊力及扭矩，但由于載荷的復(fù)雜性、力傳遞過(guò)程的復(fù)雜性、難以準(zhǔn)確獲取摩擦系數(shù)等參數(shù)以及擰緊工藝的不穩(wěn)定性使得計(jì)算的難度較大、計(jì)算的準(zhǔn)確性較低。本文針對(duì)某款車(chē)型懸置螺栓斷裂故障，從故障件的宏觀(guān)及微觀(guān)角度分析確定了緊固件的斷裂模式。建立了懸置支架貼合面滑移量的CAE 分析模型, 經(jīng)分析現(xiàn)有緊固參數(shù)下存在貼合面滑動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)。結(jié)合緊固工藝及實(shí)測(cè)緊固曲線(xiàn)重新調(diào)整緊固參數(shù)并通過(guò)滑移CAE模型驗(yàn)證了緊固可靠性，并通過(guò)路試驗(yàn)證及殘余扭矩測(cè)試驗(yàn)證了緊固的可靠性某車(chē)型在道路試驗(yàn)過(guò)程中發(fā)生懸置緊固件斷裂如圖1，斷裂緊固件包含兩顆雙頭螺柱及1 顆螺栓，其中1# 螺柱、2# 螺栓、3#螺柱分別對(duì)應(yīng)1#、2#、3# 安裝孔。由圖2 可以看出支架與緊固件貼合邊緣有明顯摩擦痕跡，3 個(gè)安裝孔內(nèi)均有螺紋擠壓痕跡，因此可以判斷緊固件在斷裂前已發(fā)生了松動(dòng)，由圖1 可見(jiàn)3 個(gè)緊固件斷口均平齊未見(jiàn)明顯質(zhì)量缺陷，端口呈典型的疲勞斷口形貌，由此可初步判斷緊固件松動(dòng)后發(fā)生了疲勞斷裂。對(duì)1# 螺柱斷口分進(jìn)行微觀(guān)觀(guān)察，分為A1、A2、A3 3 個(gè)區(qū)域進(jìn)行觀(guān)察發(fā)現(xiàn)A1 區(qū)域?yàn)槠谠?，逐步擴(kuò)展到A2 區(qū)域，最后在A(yíng)3區(qū)域發(fā)生了瞬間斷裂。同理對(duì)2# 螺栓及3# 螺柱進(jìn)行分析整理出1#、2#、3# 緊固件的斷裂機(jī)理如圖4，可見(jiàn)1# 螺柱的瞬斷面積最小、3# 次之、2# 瞬斷區(qū)最大，由此可以判斷1# 首先發(fā)生了疲勞斷裂，3# 隨后發(fā)生了疲勞斷裂，2#最后發(fā)生疲勞斷裂。建立懸置支架、緊固件滑移CAE 模型如圖5，建立了懸置支架與支架間的接觸模型，通過(guò)該模型可計(jì)算出兩個(gè)金屬支架的相對(duì)滑移量從而判斷緊固件的夾緊力是否足夠，該模型需輸入載荷及緊固件預(yù)緊力。本文采用懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)校核的常用載荷，即懸置系統(tǒng)28 工況力作為輸入力，經(jīng)計(jì)算其中第25 工況力為最易引起滑移的工況，以下計(jì)算以第25 工況力作為輸入力，力值如表1所示。該車(chē)型采用的擰緊方式為扭矩法，設(shè)定扭矩值為110 /-10N.m，可根據(jù)以下公式得到對(duì)應(yīng)的夾緊力，也可根據(jù)夾緊力實(shí)測(cè)曲線(xiàn)如圖6 得到，為使夾緊力更貼合實(shí)際，本為采用實(shí)測(cè)曲線(xiàn)進(jìn)行計(jì)算。考慮到實(shí)際裝配后的扭力衰減及統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)選取扭力值的70% 作為最終扭力，通過(guò)圖6試驗(yàn)曲線(xiàn)可得出其對(duì)應(yīng)的夾緊力為25KN。將第25 工況力及2.2 得到的夾緊力帶入到CAE 模型可計(jì)算出滑移量為0.28，滑移值大于目標(biāo)值0.2，因此現(xiàn)有緊固件扭矩值存在滑移風(fēng)險(xiǎn)。4 緊固參數(shù)設(shè)定及驗(yàn)證根據(jù)滑移CAE 模型計(jì)算，如需滑移量小于0.2，夾緊力需大于32.5KN，在不更換緊固件及改變連接方式的情況下，現(xiàn)有扭矩法無(wú)法實(shí)現(xiàn)該夾緊力。擰緊方式最常用的有扭矩法及扭矩 轉(zhuǎn)角法兩種，對(duì)于扭矩法，為確保緊固件不被損壞，緊固件需工作在彈性區(qū)域同時(shí)最終夾緊力受摩擦因素影響較大。因此扭矩法存在以下兩個(gè)特點(diǎn)：1、所提供的夾緊力比較有限；2、受摩擦因素等影響較大導(dǎo)致最終夾緊力散差較大，夾緊力的穩(wěn)定性不足。對(duì)于扭矩 轉(zhuǎn)角法，控制轉(zhuǎn)角實(shí)質(zhì)為控制緊固件的伸長(zhǎng)量，因此該方法螺栓可工作在屈服段，同時(shí)受摩擦因素的影響較小。因此扭矩 轉(zhuǎn)角法存在以下特點(diǎn)：1、相對(duì)于扭矩法可以提供更大的夾緊力；2、夾緊力的穩(wěn)定性較扭矩法更好。結(jié)合圖6 夾緊力實(shí)測(cè)曲線(xiàn)及夾緊力需大于32.5KN, 同時(shí)考慮裝配工藝的要求設(shè)定初始扭矩為60N.m, 轉(zhuǎn)角為90° , 初始扭矩的設(shè)定主要考慮支架貼合面要充分貼合, 轉(zhuǎn)角90°為在沒(méi)有自動(dòng)設(shè)備的情況下也便于控制的角度。對(duì)于初步設(shè)定扭矩參數(shù)60N.M 90°進(jìn)行5 組扭力試驗(yàn)，樣件1 扭矩試驗(yàn)曲線(xiàn)如圖8，5 組試驗(yàn)數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。由表2 可知60Nm 90°擰緊參數(shù)對(duì)應(yīng)的最小夾緊力為66.2KN，考慮到扭矩及夾緊力的衰減，經(jīng)統(tǒng)計(jì)衰減后的最小夾緊力為43KN,43KN 對(duì)應(yīng)的滑移量如圖9，滑移量為0.12 滿(mǎn)足小于0.2 的目標(biāo)值要求。采用60Nm 90°擰緊參數(shù)，選取4 臺(tái)車(chē)進(jìn)行道路試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)完成未發(fā)生緊固件松動(dòng)及斷裂故障，各緊固件的殘余扭矩如表3 所。本文從宏觀(guān)及微觀(guān)的角度對(duì)緊固件斷裂故障進(jìn)行了分析，找出了故障模式，并采用滑移量計(jì)算的CAE 模型驗(yàn)證了滑移風(fēng)險(xiǎn)的存在，然后采用理論計(jì)算與扭矩實(shí)測(cè)相結(jié)合的方法確定了新的扭矩參數(shù)，再次通過(guò)滑移CAE 模型驗(yàn)證了新扭矩參數(shù)的可靠性，最后通過(guò)道路試驗(yàn)對(duì)緊固可行進(jìn)行驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果表明新的緊固方案緊固可靠。
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