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发动机由于连杆螺栓形成收缩造成的故障
S.Griza*,F.Bertoni,G.Zanon,A.Reguly,T.R.Strohaecker
Departamento de Metalurgia, Universidade Federal do Rio Grande do Sul, Av. Osvaldo Aranha, 99/610, Porto Alegre 90035 190,Brazil
文章信息
文章历史:
收到2008年9月30日
接受了2008年10月18日
2008年10月25日发表。
关键词:连杆螺栓 疲劳 失效分析 设计 环状收缩
摘要：
对某汽车柴油机故障的根本原因进行了分析，在有经验的团队维修后仅6个月发生故障。对连杆螺栓的拆卸扭矩进行了检测，并选择断裂部位送到实验室进行断裂分析。证实了第四连杆螺栓之一发生了疲劳破坏。对其余连杆螺栓中的四个进行了抗拉实验。在此过程中，通过另一个出线疲劳裂纹扩展的螺栓证实了第一个疲劳的螺栓没有出现力矩松弛。采用分析断裂力学方法，对连杆螺栓的拉紧力与疲劳裂纹扩展的关系进行了有限元分析。由于在螺栓杆的凹槽内出现收缩，导致发动机发生了故障。最后，提出了一些设计改进方案，以避免今后出现故障:连杆盖界面处最佳槽长度，足以避免形成收缩和应力集中的组合;增加螺栓装配扭矩，以减少应力集中。
介绍
螺栓的失效会导致整个复杂系统中的灾难性事件[1]。尽管对螺栓力学有广泛的了解，但仍有失效的案例发生。导致失效的最常见因素是预紧力不足，特别是螺纹根部半径、材料或制造缺陷的设计缺陷，这些缺陷会由于材料选择、热或机械处理导致[2-6]。本文对6.6汽车柴油发动机进行了故障分析，在有经验的团队维修后仅6个月就出现了故障。据报告称，在维修的时候，发动机被拆解，一些部件，如密封，衬套和连杆螺栓被更换。根据ASM[7]提出的实验序列，对失效分析方法进行了评价。对发动机拆卸进行了分析，并对损坏的零件进行了初步的视觉分析，以选择可能是故障根源的断裂部位。实验室断裂分析，机械试验，金相分析和数值模拟。在这篇论文中，采用分析断裂力学方法。
材料和方法
2.1 拆卸的发动机
第一次观测显示，由于第四个连杆的影响，发动机缸体的破损，由于螺栓失效，导致连杆大端盖脱落。然后，发动机缸盖被拆卸，显示凸轮轴断裂为三部分和一些其他的损坏，例如:气阀与活塞接触的痕迹，第四活塞的二次裂缝，以及阀门、阀杆和阀杆的翘曲。在缸体和活塞拆卸后，缸套没有异常划痕。第四个连杆螺栓在螺栓帽界面的平面上断裂。使用的螺栓是Whitworth 7/16，每英寸有20个螺纹，直径为12毫米，拧紧长度为68毫米。这些螺栓有18条纵向凹槽(图1)，以降低螺栓装配配合面积，以增强抗微动磨损和耐腐蚀的能力。螺栓制造商推荐100 N m装配扭矩。所有连杆的拆卸均采用棘轮式扭力扳手，以验证螺栓上的残余扭矩。
2.2 断裂分析，机械试验和金相分析。
在实验室分析中选择了两根断裂的螺栓、凸轮轴件和其余连杆的螺栓。这些分析包括低放大和扫描电子显微镜(SEM)观察裂缝表面、硬度、拉伸试验和金相表征。用罗克韦尔C量表(HRC)对一些选定螺栓的扁柄进行硬度测试。拉伸试验用MTS 810 (MTS公司，Eden Prairie, MN)进行。金相分析是在两个选定的螺栓上进行的:一个在失效期间断裂，另一个在拉伸试验中断裂。
2.3 数值模拟
连杆与螺栓之间的装配是有限元建模的，为了分析拧紧力与工作载荷之间的相互关系，以及螺栓杆的应力大小。利用商业软件进行了网络生成、边界条件和数值分析。该总成包括螺栓、连杆体、连杆盖和用于在连杆盖上分配外部负载的刚性壳体。连杆有36毫米宽和80毫米曲轴直径。该程序简化了两种对称平面，方便了网络生成，减少了计算时间。图2显示了四分之一的程序集，包括边界条件和生成的网络。螺栓网在裂缝面进行了细化，是分析的位置。杆部和头部的界面也被提炼。各部分均为各向同性，均为均匀性，所有模拟均为线性弹性。表1列出了每个部分的净特性。所有元素设定的结构性质，除刚性壳外，均为200 GPa杨氏模量和0.3泊松比。在软件包中，采用了干涉技术模拟了预紧力。它包括评估螺栓中的应变；考虑力、面积和弹性模量。预紧力作为螺栓扭紧力矩的结果正常分布在螺栓轴线上。螺栓(T)中施加的扭矩与拧紧力(F)、螺栓公称直径(d)、螺母系数或转矩系数(k)有关。文献表明，转矩系数一般取k = 0.2 [8,9]
T=Fdk （1）
在模拟装配过程中，由于力的作用而产生位移。干涉的面自动调整，考虑螺栓与连杆的刚度差，接近实际情况。考虑到100N m扭矩、11.1 mm螺栓公称直径和0.2转矩系数，由此产生的拧紧力(Fa)为45 kN。表2显示了3个模拟力(Fa)和相应的干扰。模拟结果表明，应力幅值随拉紧力的增大而减小。最高60kn应接近螺栓的屈服强度。从第一次分析可以得到由于螺栓紧固引起的正常应力。作为第二步，将15、30、60 kN的外载荷应用于轴对称的轴心，以分离连杆的顶帽。这个过程增加了螺栓的应力水平。由于第二步和第一步所引起的应力之间的差异导致了对螺栓施加的应力幅值。
图1所示。用于机械试验的螺栓的一般视图。惠特沃斯7/16 20螺纹每英寸直径12毫米的小腿和凹槽纵向。
2.4 断裂力学分析
表2模型的四个部分的净特性模拟和相应的干扰。
表1 模型的四个部分的净特性。
图2所示。连接螺栓总成，边界条件和生成网格。
对于连杆螺栓应力强度的计算，采用了标准BS 7910:2000[10]所述的方法。该标准的第6.2节专门针对带有半椭圆裂纹的圆柱杆的几何特征和垂直于轴的传播方向。应力强度因子(KI)与裂纹长度(a),应力幅值()和几何因子(Y),根据(2)式。(Y)的几何因素,根据(3)式,应力强度放大因子(Mn)计算根据(4)式,而几何因子(g)根据(5)式。这些方程是有效的(a/ 2 r)lt; 0.6,(r)是圆柱杆的半径。
3 结果
3.1 断口分析
由于过载导致凸轮轴断裂，如图3所示没有疲劳特征。这种断裂是阀门和活塞之间的撞击造成的。第四连杆的一颗螺栓的失效同样由于过载,明显不同的纤维装和剪切区(图3)。其他四连杆螺栓显示一个平坦的表面疲劳断裂和清晰的海滩状特征(图4)。疲劳有核的顶部的一个凹槽(图5)和传播的部分,直到最终断裂。只有一个成核点和一个大的传播区域是低应用应力的证据。断裂起始点位于曲轴附近。SEM分析表明，当不稳定传播的韧窝特征可以被观察到时，稳定裂纹扩展到截面的2/3(图4)。
3.2 机械测试
在疲劳螺栓上进行硬度测试，硬度和拉伸试验在另外四个选择螺栓上进行。在第一次拉伸试验中，在低负荷(61.8 kN)处发现了断裂。螺栓的断裂表面分析表明，它已经经历了疲劳裂纹扩展(图6)。疲劳并不是由于放松松弛而产生的，因为在拆卸之前，已经验证了100N m。其余三个螺栓的拉伸试验结果是1213(101个标准差)MPa最大拉应力。硬度测试结果为39(1个标准差)HRC。
图3超载凸轮轴断裂(左)和第四个连杆螺栓(右)。
3.3 微观结构分析
图5在沟槽顶部的疲劳断裂起始点
图4第四连杆螺栓的疲劳断裂(左)。高倍放大的细节显示出凹痕形成(右)覆盖不稳定。
断裂表面。
从疲劳螺栓上取了靠近断口的截面金相试样。观察到在几个沟槽顶部形成缩颈，包括疲劳开始的地方(图7)。其他的螺栓在检查中，观察到相同的特征。采用低温回火马氏体和其他非晶型结构的螺栓进行微观结构的研究。根据显微组织和力学试验，将螺栓确定为12.9级。
3.4 数值模拟与断裂力学分析。
图6在拉伸试验中，在较低载荷下断裂的螺栓的破裂面。在疲劳裂纹扩展之前可以观察到。
图7在疲劳成核的槽的顶部形成一圈。回火马氏体。腐蚀剂:硝酸浸蚀液2%。
图8为3个外载荷模型的正常螺栓应力幅值与拧紧力的关系。高应力场对应的是两个连杆部件之间的接口，由于组合的正常和弯曲应力。有可能观察到越来越大的应力和紧力和外载荷。在较高的外部荷载作用下，应力与紧力之间的非线性关系得到了突出。由式(2)描述了应力强度因子、裂纹长度和应力幅值之间的关系，在泛化过程中，可以应用于解释阈值应力强度因子(DKth)，这是一种假定裂纹长度和应力幅值的螺栓疲劳耐久性极限。
4讨论
对受损发动机的初步分析表明，疲劳是第四个连杆的螺栓之一。螺栓制造顺序包括从商业棒料制成的头、螺纹和槽，以及热处理，生产12.9级螺栓。此外，凹槽通过磨削以调整尺寸公差。凹槽是为了适应调整而设计的。连接杆孔减少了磨损或腐蚀的可能。断裂发生在帽-杆界面平面上。在曲轴一侧的高拉应力的限制部位，疲劳成核，并传播到截面的2/3，这表明应力水平较低。在成核部位，在沟槽上方观察到缩颈。在形成过程中，由于对称的金属流动，这种重叠的形成经常发生。随后在另一个连杆螺栓中发现了疲劳。由于其拆卸扭矩大约为100N m，所以我们可以假设根疲劳螺栓没有经历扭矩松弛。然后我们得出结论，即使在这个特殊的扭矩中有一个螺栓连接在一起，疲劳也会发生，因为它在一个较高的拉
伸应力位置有一个临界缺陷。
图8螺栓应力幅值与三个外部载荷的拧紧力相关
本文采用有限元模型对应力幅值进行了计算。一些重要的模型简化包括对沟槽应力集中的监督，因为螺栓柄为扁平，圆柱形，无沟槽。由于机械的困难，决定了模拟代替经典机械分析的选择。选择更真实的连杆与螺栓之间的刚度关系。为了避免经典文献中所发现的构件刚度非线性，本文提出了有限元法作为一种替代方法。线性螺栓理论[11，12]。此外，轴向和弯曲应力的组合也是连杆螺栓中的一个重要问题，可以用有限元法进行分析。如你所述结果表明，增加拧紧力矩使螺栓柄在应力幅值处出现非线性减小，而增加外载荷则使应力幅值和非线性增大。
对断裂力学方法进行了评价。再一次，采用了简化方法;纵向缩颈被认为是横向半椭圆裂纹。此外，通过有限元方法实现的断裂力学方法，可以对临界缩颈长度和材料阈值(DKth)进行深入研究。12.9级螺栓的屈服强度平均为900 MPa，断裂段的抗压区为113 mm2。从预疲劳螺栓的拉伸试验结果和疲劳螺栓的耐压部分，假定为30 kN的外载荷。此外,45 kN紧缩力预测应用100 N m装配扭矩,惠氏UNF7/16 20牙每英寸和0.2节转矩系数在式(1)。然后,根据数值模拟,为30 kN外部负载和45 kN预紧力,螺栓杆的应力幅值应该在100 MPa。例如，考虑到0.5毫米的lap长度，发现的阈值是DKth 2:65 MPa ，这是高强度螺栓材料的一个公认的值。然而，如果材料的韧性较低，在常规的非破坏性方法中无法检测到的缺陷就足以达到疲劳的传播。
我们建议召回所有的产品。为了避免可能的失效，我们可以做一些决定。在磨削过程中，将多余的金属保持在凹槽内，使其在磨削过程中被排除在外，这并不是一个值得信赖的问题，因为缩颈控制是很困难的。由于成本增加，使用高韧性材料是行不通的。在cap接口区域产生一个扁平螺栓柄，在凹槽之间保持纵向间隔可以是一个有趣的设计改进，以减少疲劳的发生率。增加螺栓装配扭矩也可以是另一种方法，因为这一过程降低了应力幅值，使应力强度达到了阈值[8]。根据式(1)，可以在轴向屈服强度下施加200 N m的扭矩。
最后，作为这一失效分析案例中所采用的方法的一个关键方面，我们建议在破坏性试验之前采用一些非破坏性试验。事实上，如果在拉伸试验中没有发现疲劳的第二次事件，那么就可以提出将单个螺栓的预紧力松弛的假设作为发动机失效的根本原因。
5 结论
由于在连杆螺栓的沟槽顶部缩颈，导致发动机发生破损。为了避免将来的失败，建议进行一些设计改进:
-在盖面区域设计一个扁螺栓柄，以减少应力集中;
-增加装配扭矩以减少应力幅值。
引用文献
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[6] Rabb R. Fat
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