某车型控制臂衬套螺栓装配缩颈问题研究

覃佳亮 肖 健 李发喜（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007）



某车型控制臂衬套螺栓装配缩颈问题研究

覃佳亮 肖 健 李发喜
（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007）

摘 要：本文针对公司某车型控制臂衬套螺栓装配缩颈问题，通过紧固件质量检测，CAE分析以及扭矩夹紧力试验，找出造成部分控制臂螺栓缩颈屈服的根本原因是系统散差导致部分螺栓拧紧扭矩过大，螺栓屈服，并通过提高螺栓强度或降低装配扭矩解决该问题。

关键词：装配缩颈；控制臂；质量检测；扭矩-夹紧力试验

控制臂也称摆臂，是汽车悬架系统中重要的安全件和功能件。作为悬架系统的导向和传力元件，控制臂将作用在车轮上的各种力传递给车身，同时保证车轮按一定轨迹运动。它直接影响悬架系统的性能以及整车的行驶平稳性和操纵稳定性。

某微车后悬架控制臂通过螺栓与车身连接，如图1所示，部分连接位置在装配时发生拧紧缩颈和屈服，如图2所示。据统计，在制造的2000多台车中，螺栓缩颈共发生12例，问题发生概率为0.59%。为了解决公司某车型控制臂衬套螺栓装配缩颈问题，本文通过对控制臂衬套螺栓螺母的质量检测结果分析，预紧力计算，以及对控制臂衬套螺栓进行扭矩测试实验和扭矩分析，对控制臂衬套螺栓装配扭矩进行了重新设定，成功解决了螺栓装配缩颈问题。

图1　控制臂与车身连接位置

图2　螺栓缩颈、屈服

表1　螺栓质量检测结果

1. 零件质量检测

控制臂通过螺栓螺母与车身连接，螺栓的规格型号为M14×1.5×105-8.8。本文对螺栓的机械性能和金相组织进行检查和分析。对3件故障件（编号为1#、2#、3#）和3件同批次完好件（编号为4#、5#、6#）按GB/T 3098.1-2010《紧固件机械性能螺栓、螺钉和螺柱》和GB/T 13298-1991《金属显微组织检验方法》标准进行检测。机械性能检测内容包括抗拉强度、芯部硬度、表面硬度与芯部硬度差值、螺纹未脱碳层最小高度和全脱碳层最大深度，检测结果见表1。由表1检测结果可知螺栓的各项机械性能均合格。

此外，对三件故障件进行金相组织检查，检查结果见图3、图4、图5。分别对检测结果放大50和500倍后，由金相组织检测结果可知螺栓螺牙无组织变形和脱碳现象，基体组织为回火索氏体+少量铁素体。

由上述质量检测可知螺栓的各性能均合格。因此螺栓装配缩颈问题不是螺栓质量缺陷造成的。

2. 基于ADAMS各工况的运动学仿真

目前，汽车悬架零件载荷获取及强度分析的方法主要有以下4种：

2.1 根据典型极限工况的动载系数经验值，先计算出各工况下的轮胎接地点载荷，然后根据悬架零件几何尺寸及其与轮胎接地点的空间位置关系，换算出零件各连接点的载荷，最后根据材料力学、弹性力学的方法对其进行强度计算。

2.2 根据典型极限工况的动载系数经验值，先计算出各工况下的轮胎接地点载荷，然后使用多体动力学仿真软件如ADAMS，建立悬架系统模型，以轮胎接地点载荷为输入条件加载仿真，最后提取零件载荷，作为有限元分析的载荷边界条件。

2.3 建立整车虚拟样机模型，设置典型分析工况，如以某一车速通过一定高度的凸台、某一加速度加速、制动或转向，或者以一定车速通过一定等级的路面，运用数理统计的方法，获取悬架零件极限载荷，作为有限元强度分析的载荷边界条件。

2.4 在有限元软件平台（如eta/ VPG）上建立整车柔性多体模型，并在仿真环境中模拟出整车行驶工况和道路条件，跳过零部件载荷边界条件获取这一步，直接获得整车各零部件的应力历程，可以说这种方法是最接近现实情况的。

第2种方法结合了传统方法的轮胎接地力计算方法和多体动力学仿真技术，能够为有限元分析提供更为准确的载荷边界条件，同时采用有限元方法也比基于传统的材料力学、弹性力学计算可靠；因此本文采用第二种方法进行悬架控制臂的载荷提取。

首先建立五连杆螺旋弹簧非独立悬架系统模型，然后利用左右车轮跳动来引起悬架运动，这是悬架运动学特性分析的基本方法。这种分析方法实际上是模拟实际过程中车轮通过障碍物、不平的路面、车身侧倾、汽车加速时对车轮力的作用，即轮胎接地点载荷，然后将这种作用力传递到悬架上，进而获取悬架的运动特性的一种方法，这种仿真的关键是轮胎接地力的计算以及各工况动载系数的选取要符合实际情况。将建好的悬架子系统与试验台装配起来，设置好悬架参数，并进行不同工况下的后悬架运动仿真分析，得到控制臂连接螺栓的各典型极限工况载荷，见表2。

从以上几种典型极限工况的仿真数据中可以看出，微车在过单侧深坑时控制臂连接螺栓所受工作载荷最大，应以该工况作为预紧力计算的载荷输入。

图3　1#故障件金相组织

图4　2#故障件金相组织

3. 螺栓拧紧实验

3.1 螺栓屈服扭矩试验

本实验采用超声波仪紧固分析系统，利用零件受力不同导致伸长量不同，采用超声波信号在零件装配前后的传播时间差与标定曲线（传播时间差与力的关系）作比较，得出装配后零件所受的轴向夹紧力。

图5　3#故障件金相组织

表2　后悬架控制臂连接螺栓各典型极限工况载荷

图6　控制臂螺栓屈服扭矩测试结果

本实验通过实物装配来获取控制臂螺栓扭矩夹紧力关系。首先对5套相配件进行过屈服的实物预拧紧，实验结果如图6所示。各组实验对应的最大扭矩见表3。

3.2 螺栓扭矩-夹紧力试验

对5套相配件，根据装配拧紧工艺（装配扭矩160N·m）拧紧实物后，用超声波检测螺栓夹紧力，得出螺栓扭矩-夹紧力关系曲线，如图7所示。由实验结果可得5组实验装配扭矩所对应的轴向夹紧力，同时可测得螺栓的扭矩系数，见表4。

4. 螺栓扭矩分析

4.1 预紧力的计算

将螺栓所受3个方向的载荷转换为沿螺栓轴向的载荷和沿螺栓径向的载荷，然后再进行预紧力的计算，具体计算过程如下：

（1）在工作载荷FP的作用下，螺栓所受的载荷为：

轴向力FPV=482N，径向力FPH= 19913N。

（2）按不滑移条件确定螺栓的预紧力F

在横向力FPH的作用下，连接结合面间可能产生滑移。为防止滑移，其结合面间的摩擦力必须大于横向载荷，该摩擦力由剩余预紧力产生，并考虑轴向力FPV对预紧力的影响，得出被连接件不滑移的条件为：

式中：

F′—为螺栓所需最小预紧力；

FPV—螺栓所受的轴向外力；

FPH—螺栓所受的横向外力；

Kf—可靠性系数；

f—结合面摩擦系数。

由于被连接件之间存在间隙，因此需先施加一个力使被连接件贴合，该力与被连接件的刚度有关，经计算可知，所以保证被连接不发生滑移所需的最小预紧力为，最小预紧力为79732.6N。

4.2 扭矩分析

由表4可知，该点的装配扭矩160N·m对应的平均轴向夹紧力为80.12kN，大于该点所需的最小预紧力79.7kN，所以该装配扭矩可以保证夹紧。同时，螺栓屈服扭矩实验测得的控制臂连接螺栓的屈服扭矩大于180N·m，该位置点目前的紧固扭矩为160N·m，并未达到屈服扭矩，进一步分析部分紧固螺栓发生屈服的原因。

5. 系统散差分析

由上述分析可知，连接螺栓的质量检测是合格的，并且故障件的强度、硬度等技术要求均合格，金相组织也符合要求；由预紧力计算和扭矩分析可知，现使用的紧固扭矩不会使螺栓发生屈服。然而，屈服件的发生概率仅为0.59%，对螺栓屈服原因分析如下：

5.1 拧紧设备为拧紧轴，拧紧精度为3%，按目前装配扭矩为160Nm，拧紧精度公差最大值将有4.8Nm，因此实际装配扭矩值为155.2N·m～164.8N·m。

5.2 本连接结构为车身支架夹紧衬套连接控制臂，支架上螺母、螺栓支撑面内有焊点并且该焊接工艺难以保证焊点的分布，焊点高低影响支撑受力面积，同时衬套的齿面支撑接触面积也存在一定的散差，如图8所示，所以连接结构系统存在系统散差。

5.3 被连接件表面处理方式为电泳，而该表面处理方式的缺点在于摩擦系数不稳定，因此在实物装配时屈服扭矩会发生变化，造成少部分螺栓屈服扭矩系数降低，螺栓发生装配缩颈屈服。

5.4 由螺栓的扭矩夹紧力测试结果可知，螺栓的扭矩系数存在散差，根本原因在于各螺栓的螺纹摩擦系数不一致，这也是螺栓表面处理工艺中不可避免的误差。

表3　各组螺栓最大扭矩

图7　控制臂螺栓扭矩-夹紧力测试结果

表4　各组实验装配扭矩对应的轴向夹紧力

图8　带齿面衬套

图9　支撑面焊点

6. 解决措施

给合以上分析，螺栓最小扭矩要求为160N·m，所以该点的设计扭矩范围应大于160N·m，试验获知螺栓屈服扭矩180N·m，螺栓扭矩范围偏小，同时考虑设备的存在拧紧精度误差、整个连接系统的一致性散差、连接表面质量差异造成摩擦系数不稳定，这些原因造成在装配过程中少数螺栓屈服。故分别提高螺栓、螺母的性能等级至10.9级和10级，规避螺栓缩颈风险，通过实验可知螺栓的屈服扭矩为260N·m。

结论

目前对螺栓的质量检测，螺栓质量合格，排出了螺栓质量缺陷造成装配缩颈。通过对后悬架进行多体动力学分析，得到了各工况下的工作载荷，并根据最大工况得到了螺栓的最小预紧力。结合试验获知控制臂连接点螺栓最小需求扭矩为160N·m，屈服扭矩为180N·m，螺栓扭矩范围偏小。最后对系统散差进行分析后可知此低概率的螺栓屈服应是拧紧工具精度、系统散差综合作用造成轴力过大而发生的。所以通过提高螺栓螺母强度，可以规避螺栓缩颈风险，有效解决了控制臂衬套螺栓装配缩颈问题。

参考文献

［1］黄志平.基于ADAMS的五连杆悬架性能研究［D］.西南交通大学，2009.

［2］乐天聪.某轿车悬架控制臂有限元分析与结构优化［D］.吉林大学，2009.

［3］成大先.机械设计手册第二卷［M］.北京：化学工业出版社，2011.

中图分类号：U463

文献标识码：A

Abstract：Aiming atthe problem of boltassembly necking for the control arm of a vehicle， quality test of fasteners， CAE analysis and the torque clamping test is used. The result shows the ultimate cause of bolt assembly necking for control arm lies in the system scattering difference which leads to a too high tightening torque for very little part of the bolt and as a result， the bolt reach the yield point. And the problem can be solved by enhancing the bolt strength or lower the assembly torque.

Keywords：Assembly necking； Control arm； Quality test； Torque clamping test