制動鉗螺栓連接分析與計算

　　機械類產品裝配中，零件與零件之間主要依靠緊固件聯接。其中螺紋緊固件應用最為廣泛，緊固件的性能及聯接效果直接影響到產品的性能和安全以及使用壽命。緊固件的失效是常見機械類產品質量問題產生的原因，因此螺紋緊固件失效模式的潛在原因分析，對產品的質量提升有重要的意義。

　　1 螺紋緊固件常見的失效模式

　　在我們工作中遇到的螺紋緊固件主要的失效模式看分為：

　　①裝配擰拉斷裂；

　　②螺紋受剪切力擰斷；

　　③應力集中部位使用后斷裂；

　　④疲勞斷裂；

　　1、制動鉗載荷計算校核

　　制動鉗螺栓連接處如果有相應的載荷數據，可以按照VDI2230-1標準進行詳細的計算。

圖 1 制動鉗與轉向節裝配

圖 2 制動鉗用端面帶齒（滾花）螺栓

圖 3 制動螺栓安裝孔M14X1.5

　　校核制動鉗螺栓需要的輸入數據為：車輪制動力FLF、車輪滾動半徑R、制動鉗螺栓的數量n、制動鉗安裝螺栓軸線到車輪旋轉軸線的距離r。還需提供制動鉗安裝螺栓處的設計數模、與螺栓連接相關的被連接件的材料參數（包括材料的牌號標準、彈性模量、最小抗拉、屈服強度）。

　　計算輸出包括所選螺栓是否滿足汽車設計的制動力要求，螺栓的初步擰緊工藝及擰緊參數以及螺栓的詳細設計要求（包括螺栓的螺紋及端面摩擦系數、表面處理方式、螺栓的長度）、螺栓的最小嚙合長度等。

　　最終的擰緊工藝參數需要通過實際樣件進行試驗確定。制動鉗安裝螺栓一般要求增加防松方式，優先選用涂膠防松方式，涂膠類型為precote85，涂膠后的性能滿足DIN 267-27標準。對于球墨鑄鐵車輪支架/轉向節連接用螺栓，可以選用螺栓頭法蘭面下帶筋/壓花的防松方式。但對于鋁合金車輪支架/轉向節連接用螺栓不建議用法蘭面下帶筋/壓花的防松方式。

　　如果沒有連接處相應的載荷數據，可以通過整車的質量及尺寸參數按照表1的計算方法得出前后輪的制動力FLF數據作為計算載荷的輸入。

表 1 前后輪制動力載荷數據

　　通過上述輸入數據即可計算出螺栓所需的最小夾緊力：

　　根據表2、表3最小夾緊力F0與FF0比較確認選用螺栓規格型號及性能等級、擰緊方式是否滿足制動載荷要求。

表 2 扭矩法擰緊時螺栓的擰緊扭矩及最小、最大夾緊力

　　表 3 過屈服扭矩法轉角法擰緊時螺栓的最小、最大擰緊扭矩及最小、最大夾緊力

　　2、計算螺栓所能承受的剪切力Ff

　　計算過程中根據結合面之間的材料，確定結合面之間的摩擦系數μ，通常，對于鋼-鋼、鑄鐵-鋼之間的連接按照摩擦系數μ為0.15選取，如果有實際結合面之間的摩擦系數μ實測數據可以按照實測數據選取。

　　根據螺栓的最小夾緊力F0以及結合面之間的摩擦系數μ可以計算出螺栓所能承受的最大剪切力Ff：

　　3、螺栓的最小嚙合長度校核

　　制動鉗螺栓一般要擰入制動鉗螺紋孔中，因此，需要校核螺栓的最小嚙合長度（制動鉗螺紋孔的有效厚度），同樣，螺栓最小嚙合長度可以按照軸承螺栓最小嚙合長度的計算校核方法進行設計。

　　由于螺栓的斷裂是突然發生的比較容易發現，而螺紋脫扣滑牙是逐漸發生的，很難發現，故螺紋連接件強度匹配設計原則是，在出現超擰時的失效型式應是螺栓斷裂，而不是螺紋的脫扣滑牙。

　　螺栓的強度主要是由材料及熱處理工藝決定，標準螺栓的等級有3.6、4.6、4.8、5.6.、5.8、8.8、9.8、10.9、12.9等。但內螺紋的強度不僅僅與材料及熱處理的工藝有關，同時還與螺紋嚙合長度有關。標準螺母的強度等級有4、5.、6、8、9、10、12等。

　　對于標準螺母的選擇，需要螺母的保證載荷大于螺栓的保證載荷，按照表4來選擇。

表 4 螺栓/螺母等級匹配

　　軸承螺栓一般要擰入軸承螺紋孔中，因此，需要校核螺栓的最小嚙合長度（軸承螺紋孔的有效厚度）。對于在內螺紋孔的設計，需要合理的設計螺紋的嚙合長度，以保證裝配螺栓時，內螺紋有足夠的強度來匹配。具體設計連接長度時，可以參照圖4曲線根據內螺紋材料的剪切強度進行選取。也可以根據表5參照內螺紋材料的最小抗拉強度Rm進行選取。詳細計算螺紋最小嚙合長度可以按照VDI2230標準5.5.5節進行，一般設計時按照表5和圖1選取最小嚙合長度即可滿足要求。

圖 4 內螺紋連接長度選取曲線

表 5 各種內螺紋材料所需的最小連接長度

　　4、螺栓頭表面壓力的校核

　　螺栓裝配狀態作用下，螺栓頭和螺母表面壓力（實際為接觸壓強）pmax都不應超過材料的接觸壓力。

　　螺栓頭或螺母接觸壓力pmax為

式中：F為裝配狀態作用下最大夾緊力

　　Apmin為螺栓頭或螺母與被連接件表面最小接觸面積

　　材料的接觸壓力極限應根據實際選用材料確定，在沒有準確材料接觸壓力極限數據時，可以參照表6選用相近的材料進行設計校核。

表 6 材料的性能參數

　　總之，任何一個螺栓的計算，都需要考慮載荷（選用的螺栓規格是不是滿足要求）、嚙合長度（螺紋嚙合長度是不是滿足強度要求，預緊力要求），螺栓頭表面壓力（表面壓應力是否滿足材料的表面極限接觸強度的要求）等。雖然，在螺栓本身即是的時候不需要考慮被連接件壓緊時候被連接是否會有塑性變形的可能，但是，在結構件設計和有限元的計算過程中必須要考慮被連接件的塑性變形。這個情況，后面我們可以詳細的討論，如何制定被連接件永久壓縮變形的標準和試驗方法。

　　⑤延時斷裂；

　　⑥零件扭矩報警；

　　⑦螺紋滑牙。

　　2 常見失效模式的原因分析

　　2.1 裝配擰拉斷裂

　　擰拉斷裂特征為斷裂部位明顯縮頸伸長，造成擰拉斷裂的常見原因主要是由于聯接面摩擦系數過小；擰緊或預緊時施加的扭矩過大、施加扭矩時套筒與螺紋不同軸、施加扭矩時速度過快；零件本身的性能強度不夠以及緊固面與螺紋中心線垂直度超差。

　　2.2 螺紋受剪切力擰斷

　　受剪切力擰斷的斷口部位一般有螺旋狀，無明顯縮頸，造成螺紋受剪切力擰斷的常見原因是由于螺紋在擰緊過程中被卡死，例如：螺紋變形、相互聯接的牙型不一致、螺紋有焊渣燈情況；螺栓擰進的斷面被頂住，如螺母為盲孔的有效螺紋深度不夠。

　　2.3 應力集中部位使用后斷裂

　　應力集中部位使用后斷裂常見表現在螺栓頭部及頭部與螺紋桿過度的直角部位，造成應力集中部位斷裂的常見原因為頭部與螺紋桿過度的直角部位圓角過小；螺栓冷鐓成型時在頭部的塑性流線存在缺陷。被聯接面與螺栓垂直度超差。

　　2.4 疲勞斷裂

　　在螺栓連接后使用的過程中主要的斷裂為疲勞斷裂，造成疲勞斷裂的常見原因有：預緊力不足；夾緊力衰減過大；螺栓尺寸、性能不合格；零件之間的相互配合、裝配環境、使用工況不能滿足設計要求。

　　2.5 延時斷裂

　　延時斷裂常見原因為氫脆，氫脆是在生產過程（如電鍍、焊接）中進入鋼材內部的微量氫，在內部殘余的或外加的應力作用下導致材料脆化甚至開裂。常見易發生氫脆的緊固件有：自攻釘/彈性墊圈/8級以上的經過電鍍表面處理的螺栓。

　　2.6 零件扭矩報警

　　零件扭矩報警常見發生在通過角度法控制扭矩的螺栓裝配過程中。造成緊固件扭矩報警失效模式及原因有：在裝配完成后，零件的最終扭矩，高于控制上限或低于控制下限：原因為零件的裝配扭矩控制范圍不合理，表現為設定控制范圍過小、控制范圍往上或往下偏移，如圖1所示，其中f上、f下為摩擦系數。

　　沒有預緊到預設角度，扭矩達到上限報警：原因為零件本身摩擦系數超上限、零件配合摩擦系數超上限、零件之間干涉，造成裝配扭矩急劇上升。

　　正常裝配，扭矩下限報警：原因為零件本身摩擦系數超下限或零件配合摩擦系數超下限，零件擰入時貼合扭矩大于初始扭矩（也即擰入力矩消耗過大），常見于鎖緊螺母的擰緊。

　　2.7 螺紋滑牙

　　螺紋連接常常出現螺紋滑牙，造成螺紋滑牙的主要原因有螺紋脫碳：常見現象為裝配時感覺扭矩加不上，螺栓拆下后，發現螺紋全部或部分被磨平，以及螺栓螺紋或者螺母孔表面硬度低；內外螺紋尺寸配合：相配合的聯接付接觸面積小，有兩種情況：一是接齒合的螺紋扣數少，二是螺紋與螺紋不在中徑以內接觸（即精度配合不好，螺栓螺紋和螺母的螺紋接觸不夠）。

　　同時，在裝配方法上如果裝配不對孔，強擰也會造成螺紋滑牙；螺紋摩擦系數過小：表面涂層、表面粗糙度、表面潤滑劑不合理和螺栓螺紋或者螺紋孔有異物，損壞螺紋以及螺栓跟螺母的螺距、角度變異都會導致螺紋滑牙。

　　3 緊固件失效案例分析

　　3.1 案例描述

　　2015年3～4月某總裝反饋累計5件某車型后減震器固定螺栓在打扭力時縮頸、斷裂，如圖2所示，該螺栓使用要求扭矩110+/-15 N.m，設備設定值為110 N.m，螺紋規格為M12×1.75-6h，性能等級10.9，表面處理按GMW3359。

　　3.2 擰緊力矩的構成

　　螺旋副的擰緊力矩為螺旋副之間的摩擦阻力矩和螺母環形面與被聯接件支承面間的摩擦阻力距之和，計算如下公式：

　　T1為螺旋副間的摩擦力矩；T2為螺栓環形面與支承面之間的摩擦阻力距；

　　F0為預緊力；

　　對于M10～M64粗牙普通螺紋的鋼質螺栓，螺紋升角1°42′-3°2′，螺旋副當量摩擦角ψv≈arctan1.155f（f為摩擦系數，無潤滑取0.1～0.2）；

　　d2為螺紋中徑；

　　d0為螺栓孔直徑，D0為螺母（螺栓）與被聯接支承面接觸受力的環形外圓直徑；

　　fc為螺母（螺栓）與支承面的摩擦系數。

　　3.3 分析過程

　　外觀檢查：斷裂螺栓頭部支承面有殘留黑色油污，油污來源為被聯接件安裝面被粘到油污。

　　斷裂螺栓尺寸測量：測量斷裂螺栓大徑φ10.4 mm（未使用的產品實測螺紋大徑為φ11.85 mm符合標準），斷裂螺栓總長89.8 mm（未使用螺栓實測總長為85.5 mm，規定85.9 max），零件其它尺寸未發生異常。

　　斷裂螺栓扭矩記錄接近中值，未出現偏上差或超差；圖紙硬度要求：32～39 HRC：斷裂螺栓實測硬度：36 HRC、35 HRC、36 HRC、36 HRC、37HRC，合格；檢測斷裂螺栓的金相組織未發現異常，如圖3所示；抽檢在用的2個批次各2件零件檢測抗拉強度，結果合格。

　　抽檢在用的2個批次共3件檢測摩擦系數：0.13、0.13、0.12，符合圖紙要求0.10～0.16。根據斷裂螺栓及抽檢螺栓的檢測結果，初步判斷螺栓零件符合設計要求；結合螺旋副的擰緊力矩分析，初步判定為由于聯接面有油污導致摩擦系數降低，在同樣裝配扭矩情況下，螺栓承受的軸向力增加，導致螺栓斷裂。把減震器安裝支承面按100%把拭擦干凈再裝配后，該問題沒有再發生。

　　4 結 語

　　文章通過對生產中常見的螺紋緊固件聯接問題進行分析并列舉解決實例，對零件生產、裝配的工藝制定具有參考意義，對常見質量問題有預防作用，可減少質量問題的發生。

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