發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸皮帶輪螺栓斷裂分析與應(yīng)對(duì)措施

范奇達(dá)、徐立軍、張文波、應(yīng)佳舟

（舟山市7412工廠，舟山 316041）

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，曲軸、皮帶輪和曲軸鏈輪是通過(guò)它們之間的接觸面摩擦力進(jìn)行力矩傳遞，進(jìn)而帶動(dòng)曲軸前端的輪系進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。曲軸皮帶輪螺栓作為連接曲軸、皮帶輪和曲軸鏈輪的緊固件，其強(qiáng)度對(duì)曲軸、皮帶輪和曲軸鏈輪的有效連接起著至關(guān)重要的作用。若曲軸皮帶輪螺栓提供的夾緊力在曲軸、皮帶輪及曲軸鏈輪之間形成的摩擦力矩，不足以傳遞它們之間的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，則曲軸、皮帶輪和曲軸鏈輪之間會(huì)產(chǎn)生打滑現(xiàn)象，從而造成發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行失效[1]。

某款車輛在行駛過(guò)程中出現(xiàn)水溫故障燈點(diǎn)亮現(xiàn)象，車輛行駛里程為1.1萬(wàn)km。檢查發(fā)現(xiàn)曲軸皮帶輪螺栓斷裂，曲軸皮帶輪脫落（圖1和圖2）。螺栓使用材料SCM435，規(guī)格為M14×1.5×66.5，強(qiáng)度等級(jí)為10.9級(jí)，表面采用鋅鋁涂覆，摩擦系數(shù)要求為0.100～0.160。螺栓裝配工藝采用扭矩轉(zhuǎn)角法（100.0 N·m+71°），設(shè)計(jì)的最小預(yù)緊力要求≥110 kN。該款車型此前也在不同的市場(chǎng)區(qū)域發(fā)生過(guò)5起曲軸皮帶輪螺栓斷裂問(wèn)題，經(jīng)追溯，這幾起斷裂的螺栓都處于同一時(shí)間段內(nèi)裝配，斷裂形式一致。

圖1 曲軸皮帶輪

圖2 曲軸皮帶輪螺栓斷裂

1 試驗(yàn)與分析

1.1 宏觀分析

觀察螺栓斷口，螺栓沿牙底斷裂，裂紋源區(qū)位于如圖3所示的左下側(cè)。裂面分為2塊區(qū)域，灰色區(qū)為疲勞區(qū)域，灰黑色區(qū)域?yàn)榭焖贁嗔褏^(qū)，裂紋擴(kuò)展方向如圖3所示的黃色箭頭所指。螺栓頭部法蘭面有均勻的摩擦痕跡，呈灰黑色。曲軸皮帶輪的內(nèi)孔直徑為25.00 mm，螺栓的六角頭對(duì)邊直徑為24.00 mm，螺栓受軸力支撐的位置在六角頭與法蘭之間。曲軸前端面表面粗糙度經(jīng)測(cè)量為Ra2.6，有明顯的車刀痕跡。螺栓法蘭摩擦面最大直徑為40.00 mm，曲軸皮帶輪表面未受螺栓法蘭摩擦的部位已出現(xiàn)生銹跡象（圖4）。

圖3 螺栓斷口分析

圖4 皮帶輪表面摩擦痕跡

根據(jù)裝配示意圖分析，曲軸前端面用螺栓緊固鏈輪和皮帶輪，螺栓頭部法蘭面直接與曲軸皮帶輪端面受力連接（圖5）。螺栓的斷裂位置基本處于未旋合的第1或第2牙位置，也是應(yīng)力最集中的位置。經(jīng)調(diào)查，曲軸皮帶輪出貨前，供應(yīng)商對(duì)皮帶輪端面已采用金光F20-1潤(rùn)滑油進(jìn)行防銹，曲軸前端面內(nèi)螺紋加工后無(wú)需進(jìn)行潤(rùn)滑油防銹，裝配過(guò)程中都不經(jīng)過(guò)表面特殊處理。

圖5 曲軸皮帶輪裝配示意圖

1.2 微觀分析（SEM）

螺栓斷口形貌如圖6所示，也就是SEM分析示意圖。對(duì)斷裂面A1～A3區(qū)域進(jìn)行掃描電鏡分析。其中A1區(qū)域斷口微觀形貌為疲勞輝紋特征，根據(jù)宏觀分析，該區(qū)域?yàn)榱鸭y源區(qū)，源區(qū)存在約10 μm的剪切韌窩，裂紋擴(kuò)展方向如黃色箭頭所指（圖7）。A2區(qū)域斷口微觀形貌也為疲勞輝紋特征，裂紋擴(kuò)展方向如黃色箭頭所指（圖8）。A3區(qū)域斷口微觀形貌為韌窩特征，黃色箭頭是裂紋擴(kuò)展方向（圖9）。

圖6 螺栓斷口SEM分析示意圖

圖7 A1區(qū)域微觀形貌

圖8 A2區(qū)域微觀形貌

圖9 A3區(qū)域微觀形貌

根據(jù)圖7～圖9進(jìn)行分析，螺栓斷口呈典型的多源疲勞特征，也表現(xiàn)出一定的韌性。初步判定螺栓的失效為多源疲勞失效。斷裂分析如圖10所示，裂紋擴(kuò)展方向如黃色箭頭所示。

圖10 螺栓斷裂分析示意圖

1.3 金相分析

將螺栓縱向剖開(kāi)進(jìn)行金相分析，經(jīng)觀察，螺牙邊緣未見(jiàn)脫碳、折疊等缺陷（圖11）；螺栓芯部金相組織為回火索氏體組織（圖12），螺栓的金相組織合格。螺紋處可見(jiàn)清晰的金屬流線，說(shuō)明螺栓是經(jīng)過(guò)熱處理后進(jìn)行滾絲制成，相對(duì)搓絲后熱處理的制造工藝，提高了疲勞壽命。

圖11 螺栓邊緣金相組織（25X）

圖12 螺栓芯部金相組織（400X）

1.4 硬度檢測(cè)

用硬度計(jì)對(duì)斷裂螺栓的芯部及表面分別進(jìn)行硬度測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如表1所示?？梢钥闯觯瑪嗔崖菟ǖ挠捕葹?8.2HRC，表面硬度為374HV0.3，芯部硬度為370HV0.3，符合10.9級(jí)螺栓的芯部硬度要求。且螺栓表面硬度比芯部硬度高4HV0.3，說(shuō)明在熱處理過(guò)程中未發(fā)生增碳現(xiàn)象。

1.5 化學(xué)成分分析

按照GB/T 4336—2016《碳素鋼和中低合金鋼 多元素含量的測(cè)定 火花放電原子發(fā)射光譜法（常規(guī)法）》的檢測(cè)要求，用斯派克直讀光譜儀MAXx09-A對(duì)斷裂螺栓的化學(xué)成分進(jìn)行分析，結(jié)果如表2所示?？梢钥闯?，斷裂螺栓的化學(xué)成分符合Q/BQB 517—2019《冷鐓鋼盤條》的企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)中對(duì)SCM435鋼的要求。

表2 斷裂螺栓的化學(xué)成分（質(zhì)量分?jǐn)?shù)）

1.6 螺栓摩擦系數(shù)驗(yàn)證

根據(jù)ISO 16047《緊固件-扭矩/夾緊力測(cè)試》標(biāo)準(zhǔn)，用德國(guó)TEST摩擦系數(shù)試驗(yàn)機(jī)對(duì)同批次曲軸皮帶輪螺栓進(jìn)行摩擦系數(shù)檢測(cè)。在保證螺栓載荷75%的軸力下，測(cè)試總摩擦系數(shù)值為0.110～0.120，滿足圖紙技術(shù)要求0.100～0.160（表3）。特別需要說(shuō)明的是，摩擦系數(shù)測(cè)試用的墊片硬度為58HRC，粗糙度為Ra0.4；測(cè)試用的螺母采用無(wú)表面處理的10級(jí)厚螺母，螺紋精度為6H。

表3 標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)下螺栓摩擦系數(shù)測(cè)量值

1.7 超聲波軸力驗(yàn)證

螺栓在自由狀態(tài)下，內(nèi)部不存在預(yù)緊力；而在緊固狀態(tài)下，由于預(yù)緊力的作用，螺栓將發(fā)生形變。此時(shí)螺栓的變形量ΔL與預(yù)緊力F之間具有如下關(guān)系[2]。

式中：F為螺栓的預(yù)緊力，E為螺栓材質(zhì)的彈性模量，S為螺栓截面積，ΔL為螺栓的變形量，L為螺栓副的裝夾長(zhǎng)度。

按照公式（1），螺栓超聲波系統(tǒng)可根據(jù)ΔL計(jì)算出當(dāng)前螺栓的預(yù)緊力F。

螺栓超聲波系統(tǒng)發(fā)射和接收超聲波脈沖電信號(hào)，測(cè)量并計(jì)算發(fā)射和回波電信號(hào)之間時(shí)間差。螺栓在自由狀態(tài)下，發(fā)射和接收電信號(hào)之間的時(shí)間差為T0；在緊固狀態(tài)下，螺栓發(fā)射和接收電信號(hào)之間的時(shí)間差為T1。電信號(hào)收發(fā)時(shí)間差與螺栓變形量的關(guān)系如下。

式中：v為機(jī)械縱波在螺栓內(nèi)的傳播速度。

根據(jù)公式（2）可計(jì)算出螺栓的變形量ΔL。最終由螺栓超聲波系統(tǒng)依據(jù)ΔL并結(jié)合公式（1），可得到當(dāng)前狀態(tài)下螺栓的預(yù)緊力。螺栓超聲波系統(tǒng)測(cè)量原理如圖13所示。

圖13 螺栓超聲波系統(tǒng)測(cè)量原理

由于材料彈性模量的變化以及超聲波在材料中的飛行速率難以估量，目前采用德國(guó)TEST摩擦系數(shù)試驗(yàn)機(jī)對(duì)軸力和超聲波飛行時(shí)間的關(guān)系進(jìn)行標(biāo)定。對(duì)同批次曲軸皮帶輪螺栓裝配完后的預(yù)緊力進(jìn)行測(cè)量，螺栓實(shí)際夾緊長(zhǎng)度為26.90 mm。對(duì)裝配件采用100.00 N·m+71°進(jìn)行擰緊，最終擰緊扭矩為235.00～251.00 N·m（圖14）。螺栓超聲波測(cè)量的預(yù)緊力為117～121 kN。由于最終的螺栓受力情況還處于彈性區(qū)域，根據(jù)擰緊扭矩及測(cè)量出的預(yù)緊力之間比值，計(jì)算出系統(tǒng)的摩擦系數(shù)。摩擦系數(shù)計(jì)算公式如下。

圖14 擰緊曲線（100 N?m+71°）

式中：T為擰緊扭矩，F(xiàn)為螺栓承受的預(yù)緊力，P為螺距（取1.50 mm），μth為螺紋摩擦系數(shù)，μb為支撐面摩擦系數(shù)，μtot為系統(tǒng)總摩擦系數(shù)，d2為螺紋中徑（取13.03 mm），Do為螺栓頭部外接觸直徑，Dh為接觸面內(nèi)孔直徑，Db為有效接觸直徑。其中，Do、Dh和Db具有如下關(guān)系。

根據(jù)擰緊扭矩和測(cè)量出的預(yù)緊力，可計(jì)算出系統(tǒng)的摩擦系數(shù)在0.062～0.069（表4）。

表4 預(yù)緊力測(cè)試值和系統(tǒng)摩擦系數(shù)計(jì)算值

2 結(jié)果與分析

從螺栓的機(jī)械性能分析，斷裂螺栓的化學(xué)成分、硬度、金相組織和摩擦系數(shù)等都滿足圖紙技術(shù)要求。從微觀斷口分析，螺栓是由于服役過(guò)程中長(zhǎng)期承受較高的交變載荷而發(fā)生疲勞失效。

從螺栓的宏觀上分析，螺栓擰緊過(guò)程中，法蘭面直接與皮帶輪端面進(jìn)行摩擦，螺栓的預(yù)緊力受皮帶輪端面粗糙度和潤(rùn)滑劑影響較大。對(duì)同批次螺栓的預(yù)緊力進(jìn)行測(cè)試，測(cè)得的預(yù)緊力為117～121 kN，滿足預(yù)緊力設(shè)計(jì)要求（≥110 kN）。目前螺栓在實(shí)驗(yàn)室標(biāo)準(zhǔn)狀態(tài)（即標(biāo)準(zhǔn)墊片在粗糙度Ra0.2～0.8，無(wú)油的狀態(tài)）下測(cè)試，可以滿足摩擦系統(tǒng)技術(shù)要求（0.100～0.160）?，F(xiàn)皮帶輪表面粗糙度為Ra2.5左右，但系統(tǒng)摩擦系數(shù)只有0.062～0.069，說(shuō)明皮帶輪端面的防銹油降低了整個(gè)系統(tǒng)摩擦系數(shù)，從而滿足了設(shè)計(jì)的最小預(yù)緊力[3]。

對(duì)皮帶輪端面的潤(rùn)滑程度進(jìn)行預(yù)緊力驗(yàn)證，在無(wú)油、少油和多油3種狀態(tài)進(jìn)行預(yù)緊力的比對(duì)驗(yàn)證（表5）。通過(guò)測(cè)試，在端面少油、無(wú)油的情況下，無(wú)法滿足設(shè)計(jì)最小預(yù)緊力110 kN（圖15～圖17）。此項(xiàng)驗(yàn)證說(shuō)明整個(gè)系統(tǒng)存在著較大的風(fēng)險(xiǎn)，需要考慮皮帶輪端面潤(rùn)滑的均勻性、機(jī)加工粗糙度的穩(wěn)定性、儲(chǔ)存周期以及氣候環(huán)境的影響因素。

表5 皮帶輪端面不同潤(rùn)滑程度對(duì)預(yù)緊力的影響

圖15 皮帶輪端面多油擰緊扭矩-軸力-角度曲線

圖16 皮帶輪端面無(wú)油擰緊扭矩-軸力-角度曲線

3 應(yīng)對(duì)措施

在100 N·m的基礎(chǔ)上可適當(dāng)增加轉(zhuǎn)角至90°，使螺栓提高軸向力至屈服軸力附近，同時(shí)可降低應(yīng)力幅，提高疲勞壽命。螺栓的疲勞松弛或者疲勞斷裂與交變應(yīng)力有關(guān)[4]，應(yīng)力幅是影響預(yù)緊螺栓聯(lián)接副疲勞性能的主要因素之一。試驗(yàn)結(jié)果表明，受軸向模擬載荷的預(yù)緊螺栓聯(lián)接副，在最小應(yīng)力不變的條件下，應(yīng)力幅越小，連接副越不易發(fā)生疲勞破壞。

另外，對(duì)皮帶輪端面上防銹油的潤(rùn)滑程度進(jìn)行嚴(yán)格控制，并對(duì)儲(chǔ)存周期以及氣候環(huán)境進(jìn)行嚴(yán)格管控。還可考慮增加皮帶輪螺栓的組合墊片，提高螺栓頭部法蘭剛度，同時(shí)降低了曲軸皮帶輪端面防銹油粗糙度對(duì)系統(tǒng)摩擦系數(shù)的影響。

4 結(jié)束語(yǔ)

該發(fā)動(dòng)機(jī)上曲軸皮帶輪螺栓的失效為疲勞斷裂[5]。因個(gè)別螺栓擰緊后位于彈性區(qū)，未滿足最小預(yù)緊力要求，在高頻振動(dòng)、瞬時(shí)沖擊的長(zhǎng)期作用下，最終使螺栓的螺紋根部發(fā)生了疲勞斷裂。這也反映出螺栓在預(yù)緊力設(shè)計(jì)過(guò)程中，未識(shí)別出皮帶輪端面防銹油對(duì)螺栓預(yù)緊力的重大影響。特別對(duì)于曲軸皮帶輪螺栓，需要明確基于什么樣的條件下進(jìn)行預(yù)緊力設(shè)計(jì)和試驗(yàn)驗(yàn)證，對(duì)所需預(yù)緊力關(guān)聯(lián)到的系統(tǒng)風(fēng)險(xiǎn)因素都需要嚴(yán)格控制，這樣才能保證質(zhì)量問(wèn)題不會(huì)發(fā)生。