螺丝的松动原因及预防对策

简介

（1）螺丝松动

?以下a）、b）同时发生时，紧固2个零件的螺栓就会发生松动。（参阅【图1】）
a）紧固处2个零件有1～4个接触面，向被紧固零件施加外力b）螺帽接触部1的外螺纹和内螺纹间有间隙，发生了相对滑动
?影响螺丝松动的外力有【图1】所示的4种力＜A）?D）＞。这些外力会使螺栓产生“回转运动”，导致松动发生。（参阅【表1】下方的栏）
A）轴方向外力　B）轴垂直方向外力　C）轴的旋转力矩　F）弯曲力矩

?除此之外，还有因温度变化（膨胀、收缩作用）、插入材料的机械特性、磨损等导致的不伴随“回转运动”的松动现象。（参阅【表1】上方一栏）
?【表1】中整理出了“螺丝松动的基本模式”。
【表1】螺丝松动的基本模式不伴随回转的松动1.初始松动
?紧固接合面的表面凹凸因外力产生疲劳松动等
2.凹陷松动
?接触面塑性变形引起的松动
3.磨损导致的松动
?震动及长时间运转导致接合面发生微小磨损，产生间隙等
4.因插入材料的老化、破损等导致的松动
5.因过大外力导致的松动
6.因热变形、应力松弛导致的松动
?异类材料紧固时需要特别留意
伴随回转的松动
（外力作用时）7.轴旋转方向的重复外力作用导致的松动
8.轴垂直方向的重复外力作用导致的松动（【图2】）
9.轴方向的重复外力作用导致的松动

（2）螺丝的代表性防松零件

下表总结了螺丝的代表性防松方法和使用的防松零件。

【表2】螺丝的防松方法及防松零件

螺丝的防松方法代表性的防松零件a）以弹簧作用防止老化等永久变形弹簧垫圈b）增大螺丝部的滑动阻力，防止回转双螺帽b）增大接触面的滑动阻力，防止回转粘结剂

（1）外力作用于螺栓紧固体时力的平衡

a）外力F'作用于【图1】所示的螺栓紧固体时，可从力的平衡状态导出以下2个公式。
从力的平衡式得出???作用于螺栓的合力 FB＝F' ＋Fc
从力与弹簧常数和延伸率之间的关系得出???延伸率 ε＝（FB —FO）÷KB

根据上2式计算作用于螺栓的合力 FB可得出下式。由该式可知，没有外力作用时的初始轴力FO增加了{ K B÷（K B＋Kc）}倍于外力W的力。
作用于螺栓的合力 FB ＝Fo ＋ KB÷（KB＋Kc）F' ?????（1）
以紧固线图来表示式（1），得到【图2】

b）在【图2】中，将FB Fc的线平行于纵轴移动时，Fc与点C一致的状态意味着“被紧固体的压缩力为零的状态=没有螺栓紧固力作用的状态=2个紧固体分离瞬间的状态”。
c）因此，由【图3】可知，使以初始轴力Fo紧固的紧固体的轴力无效时的外力（F'）可以说就是削弱被紧固体压缩力的力Fc' ＝Fo。

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某车型悬置支架紧固件松动分析及装配正向设计

汽车悬置是一种弹性支承元件，常见的有橡胶悬置、空气弹簧悬置、液压悬置等,主要用于连接车身和动力总成，如发动机、电机等重要零部件。

悬置总成的作用主要用于固定、限位并支承汽车动力总成以及隔离由于发动机激励而引起的车身振动。

装配时使用高强度紧固件,与车身结构件的连接点作为定位孔，螺栓可进行预旋合；与动力总成连接时,由于存在多个内螺纹连接，也应按照要求依次进行定位、预旋合、拧紧；

考虑动力总成壳体通常采用铝合金材质,应具有足够的旋合深度,防止装配滑丝,悬置的设计要求除了本体应具有足够的强度和刚度外,装配连接可靠性需受到重视。

一、失效背景

某车型悬置支座与支架（牌号QSTE460TM）通过衬套螺栓连接，共同构成悬置总成元件（图1），

相关连接紧固件序号及装配参数如下：

a.螺栓1，M12×1.25,10.9级，表面镀锌，支座与前副车架连接螺栓，装配扭矩105N·m；

b.螺栓2，M12×1.25，10.9级，表面镀锌，支座衬套与支架连接螺栓，装配扭矩85N·m；

c.螺栓3、螺栓4和螺栓5，M10×1.25，10.9级， 表面镀锌，支架与变速箱壳体连接螺栓，装配扭矩55N·m。

图1悬置总成元 图1悬置总成元

车辆设计阶段进行整车道路循环可靠性试验，根据路况类别，目标要求800次循环无异常。

在进行到496循环时，试车人员反馈存在异响，停车检查发现悬置支架断裂，衬套脱出，与变速箱连接的螺栓3、螺栓4和螺栓5松脱丢失(图2)，与之对应的变速箱螺纹孔3和螺纹孔4发生破裂(图3)，为预防事故的再次发生，保证试验车辆在研发阶段的可靠性，对失效情况进行相关检测与分析。

二、宏观断口分析

分别对各部位断裂情况进行观察，悬置支架断口位于与衬套连接的过渡薄弱区。其中近焊接螺母处为先失效断口，断面肉眼可见圆弧形贝纹线，具有典型疲劳断裂特征；贝纹线收敛于表面焊点，视为疲劳源区，源区位置与焊点受热影响具有一定的关联性(图4a)；

贝纹线扩展面积较大，几乎贯穿整个截面，说明疲劳裂纹从萌生到扩展期间零部件受力并不大，属于低应力疲劳(图4b)。支架另一处断口稍远离焊接螺母区，呈撕裂状，为后期开裂，说明此时整个支架已失稳，属于过载断裂。

图2 悬置断裂形貌

图3变速箱螺纹孔破裂形貌 图3变速箱螺纹孔破裂形貌

图4 支架断口形貌1 图4 支架断口形貌1

观察变速箱螺纹断口，2处断口破裂程度相当，整个断面呈脆性，未发现宏观铸造缺陷如疏松、缩孔等;内螺纹局部位置存在划伤，划伤形貌相近，呈螺纹“滑丝”状(图5)。

图5螺纹孔断口形貌

三、金相分析

对支架沿疲劳源中心取样观察截面金相组织，母材组织为铁素体+极少量珠光体(图6)；观察断面组织，熔合线连接良好，未发现明显焊接缺陷，焊缝及热影响区组织正常，裂纹源处未发现明显缺陷(图7)。

图7断口组织（50×）

在变速箱螺纹断口附近取样观察金相组织， 基体组织为白色α固溶体+灰色条状共晶硅及块状初晶硅，未发现明显聚集状的疏松(图8)；对划伤螺牙区观察，断面存在二次裂纹向心部延伸，说明断裂时受力较大(图9)。

图8 基体组织（200×）

图9 螺纹牙形貌（50×） 图9 螺纹牙形貌（50×）

四、断裂原因分析

从以上试验结果对断裂原因进行筛查，断裂支架焊接工艺正常，各区组织正常，低应力下首先发生疲劳开裂；变速箱铸造工艺正常，结合螺牙划伤和断口形貌，判断为第二开裂源。

初步怀疑支架与变速箱之间连接螺栓发生了松动，导致支架受力异常，支架在薄弱部位形成应力集中，产生疲劳微裂纹，当松动趋向严重时，行驶过程螺栓在内螺纹孔中发生“窜动”，对强度较低的内螺纹造成损伤；因此，需要对紧固件松动原因进行分析。

五、原装配连接可靠性验证

（1）扭矩复检法

为验证紧固件松动带来的影响，重现故障现象，对相关零部件进行更换，按照原55N·m目标扭矩装配后进行路试试验，在约300次循环时发现螺栓漆标发生明显滑移(图10)，说明连接副已发生旋转松动。

图10紧固件标 图10紧固件标

对上述状态利用便携式扭矩分析仪在小角度(＜10°)内复紧测试，即在拧紧方向对螺栓施加一个复验扭矩，通过曲线特征读取残余扭矩值，得出此时扭矩衰减为27%~36%(图11)。

（2）紧固件摩擦系数分析

悬置支架与变速箱连接螺栓主要承受横向剪切力，要求在外部多次能量冲击下其轴向夹紧力能够牢牢的将零部件连接在一起而不允许发生分离或滑移。

由于装配工艺采用扭矩法，摩擦系数是影响装配状态的重要因数之一，因摩擦系数的散差可能会得到不同的拧紧效果。

根据设计要求紧固件摩擦系数范围为0.08～0.14，若分别取上下限值均会对结果产生较大影响，根据VDI2230：2003《高强度螺栓连接系统计算》标准中描述[2]，扭矩与夹紧力的关系见公式（1）。

图11扭矩复检曲线

对该批次紧固件依据ISO16047:2005Fasten?ers—Torque/clampforcetesting进行摩擦系数测试，按照紧固件保证载荷的75%，即38.1kN进行切断，支承面摩擦内外径均采用测试值。

结果见表1，可知紧固件总摩擦系数位于设计要求的下区间，特别是支承面摩擦系数更接近于下限值，其中1#、 3#、7#样品支承面摩擦系数已不符合设计要求。

六、装配设计

（1）设计夹紧力的校核

载荷提取

设计夹紧力如何有效的计算取决于连接副实际受到的载荷。经对标分析，在悬置设计阶段，通过行业28工况计算悬置受力，取28种工况中受力最大的工况作为连接副计算夹紧力的依据和参考，从而制定原装配设计。

车辆在使用过程中，各部件的受力因道路状况的不同而不同，加上结构件设计上的区别力值传递也不同。工程设计阶段，载荷提取主要通过2种途径：

第1种是路谱采集法，通过三分力传感器实车采集悬置在测试路况下的三向受力，而后通过CAE模型，将悬置受力分解至悬置各安装点，以获取各安装点最大受力情况；

第2种是极限工况法，在轮心处或轮胎接地点加载标准加速度，借助于相关动力学计算软件计算出各零部件和关键部位的载荷。

本例中为保证数据的准确可靠，采用路谱载荷采集法，试验车辆在实际路况下采集得到的三向力输入到仿真模型中，通过动力学计算将力值分解到安装点3个方向中，经计算后连接点3向最大受力分别为X向150N、Y向8 203N、Z向 135N（X、Y为螺栓切向，Z为螺栓轴向）

夹紧力计算

依据VDI2230：2003[2]标准所述理论方法对连接副进行矢量三角形受力分析（图12），纵坐标代表紧固件及被连接件受力，横坐标代表变形。

图12中，F0为预紧力；F为工作载荷；F1为残余预紧力；F2为螺栓承受工作载荷时的总拉力；ΔF为使螺栓伸长Δλ所需要的力；λb为预紧时螺栓伸长量；Δλ为承受工作载荷时螺栓相对预紧时螺栓的伸长量/被连接件相对预紧时的恢复量；λm为预紧时被连接件的压缩量。

图12 连接副受力分析

a.自定义残余预紧力F1：为保证连接的紧密性，应使残余预紧力F1＞0N，通常F1为F的1.5~ 1.8 倍，F为提取的动力载荷3向受力经计算后的最大合 力（ 轴 向 ），即 理 论 最 大 残 余 预 紧F1=243N 。

b、抗滑动所需预紧力 F0 ：要使被连接件不发生相对滑动，需满足公式（2）

（2） 实际夹紧力的测试

验证实际装配后夹紧力是否满足设计值，采用实际摩擦系数测试方法对原装配工艺进行夹紧力测试。

将悬置支架以及变速箱螺纹孔通过机加工进行切割取样，作为试验用摩擦面，保证摩擦系数与实车状态一致，切断方式为目标扭矩55N·m，结果见表2，可知总摩擦系数比标准测试状态略高,符合要求，但夹紧力平均值为31.5kN，低于设计要求的37.5kN，故作为紧固件松动的判定依据。

（3）紧固件的校核

根据上述设计夹紧力校核结果，结合产线装配能力、被连接件可能会发生回弹以及螺栓头部嵌入式损耗等影响，将安全系数提高至1.2，即设计夹紧力要求为45kN。而 M10×1.25，10.9级螺栓拧紧时屈服预紧力与最小拉力载荷之间关系可用公式（4）表示。

为规避风险，对紧固件重新进行选型，将规格切换为M12，以满足预紧力要求。

（4）被连接件的校核

装配后的被连接件应对夹紧力的保持起稳定作用，经观察原状态使用的钢制支架厚度仅 5 mm 左右，对于主要承受横向剪切载荷的连接副来说，较薄的厚度会对临界滑动量带来不利的结果。

根据相关理论，螺栓头部支承面临界滑动量Scr，主要由2部分组成，一是螺栓在内螺纹中的倾斜引起的螺栓头部位移S1，二是支承面上的摩擦力使螺栓弯曲引起的螺栓头部位移S2，如公式（5）所示。

若Scr过小，会导致松动敏感性增加，连接副易发生松动，因此，设计过程需要优化支架厚度，考虑钢材的增厚会带来零部件质量的增加，使用6系铝合金进行设计，其厚度增加30mm，设计方案见图13，为避免强度较低的铝合金表面压溃，支承面外径从原来的19.6mm优化为24.7mm，以分散拧紧时的表面压力。

改善前后将相关参数代入公式计算分别得钢制支架Scr=0.04mm，铝合金制支架Scr=2.0mm，经防松校核临界滑动量提高50倍，有效增加了连接副的防松效果。

图13 铝合金支架设计 图13 铝合金支架设计

考虑钢材和铝材表面状态的差异，支承面摩擦系数也会发生变化，通过工艺调整和测试，铝合金支架摩擦系数试验结果见表3，摩擦系数约控制在0.11左右，处于合理区间。

（5）装配扭矩的计算

假设理论摩擦系数处于上限时连接副不发生松动，此时的最小夹紧力足以抵抗载荷，根据公式（1）计算装配扭矩，支承面和螺纹面摩擦系数均0.14，螺纹升角30°，螺纹中径11.2mm，螺栓头部支承外径24.7mm、内径14 mm，采用扭矩法，经计算后装配扭矩为110N·m。

七、路试验证

将上述设计方案（紧固件M12×1.25，10.9级，铝制支架，夹紧长度 35 mm，装配扭矩110N·m）进行整车道路试验验证，以800次循环为目标要求。

使用超声波轴力测量仪测量夹紧力，测试过程见图14，夹紧力随路试循环数的测试结果见图15，可知在整个路试过程中夹紧力未发生严重衰减，行驶验证过程未发现金属件因松动产生的摩擦异响，符合预期。

图14 轴向夹紧力测试

图15 轴向夹紧力衰减

八、螺丝君经验总结

a.经断口分析，悬置总成元件中支架属于疲劳断裂，变速箱螺纹孔为过载脆性断裂；

b.经金相试验分析，支架断裂位置金相组织正常，焊点位置为首裂纹源，未发现焊接缺陷；变速箱螺纹孔金相组织正常，未发现明显铸造缺陷；

c.经紧固件摩擦系数分析，原M10螺栓总摩擦系数位于设计要求的下区间，特别是支承面摩擦系数更接近于下限值，对于主要承受切向力的工作载荷，不利于螺栓的防松

d.结合残余扭矩对松动的测试，证实了诱导断裂的主要原因为悬置支架与变速箱连接螺栓在行驶中发生了松动，导致连接副受力异常，在裂纹源处萌生疲劳裂纹。为解决因松动导致的失效，对原装配工艺重新设计，通过实际路谱采集的力值进行设计夹紧力校核，得出原装配工艺产生的夹紧力不足以抵抗工况载荷。

结合设计值对紧固件和被连接件进行校核，螺栓选型时为规避断裂风险将原规格M10更换为M12；为降低松动敏感性，考虑轻量化的同时将原钢制支架更换为6系铝合金支架，夹紧长度增至35mm，临界滑动量较原状态提高了50倍，并优化表面应力分布以防止零部件压溃。

设计方案经整车道路试验验证，利用超声波飞行声时差间接监控连接副轴向夹紧力的衰减趋势，结果表明在整个设计里程循环中零部件未出现异常，连接副轴向夹紧力基本保持稳定，紧固件未发生滑移松动，零部件连接可靠性满足要求。

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