螺栓疲勞斷裂的案例分析：

在車輛設計開發和售后實踐中，發生任何一個螺栓斷裂的問題，對于工程師都是一個緊急事件，必須在極有限的時間內：尋找出問題發生的根本原因即Root Cause，解決問題，讓開發試驗順利進行或者解決客戶抱怨，避免同類問題的再次發生。

今天，通過某車型油箱箍帶螺栓疲勞斷裂的實例分析過程，說明當螺栓連接失效時，雖然*后的失效形式表現為螺栓疲勞斷裂，但大多時候并不是螺栓的質量有問題，而是裝配過程中出了差錯，使零件間的匹配不好，導致接頭在工作載荷下發生夾緊力的衰減，引起連接失效。

同時，提供一個解決問題的思路，當疲勞斷裂發生時，應該從哪幾個方面著手？

01 問題描述 

某車型在執行比利時路的試驗中，車尾部底盤處有咯吱、咯吱異響，檢查發現油箱箍帶固定螺栓斷裂。

02 螺栓斷口分析 

當螺栓斷裂的問題發生后，首先，拿到斷裂的螺栓，判斷螺栓斷口的類型：疲勞斷裂、韌性斷裂還是螺栓缺陷斷裂。有經驗的工程師，可以目視做一個大致判斷，在等待試驗室的斷口分析報告時間里，可以著手做原因分析工作。

下圖，是案例中的螺栓斷口電鏡分析圖片，結論和工程師的經驗判斷一致：

螺栓斷面是疲勞斷裂。

 上圖疲勞斷口形貌，與下圖中的螺栓脆性斷口和螺栓缺陷斷口的形貌有極大區別。

03 疲勞斷裂原因分析 

01同類螺栓問題追溯

同一個螺栓，會用在不同的車型上，也會用在同一個車型的不同連接點上，排查問題螺栓，一定要追溯先前的問題報告，本案例中，螺栓已經使用在35臺各車型的耐久試驗車輛上,全部通過全程試驗，均未出現螺栓斷裂。

工程師可以基本確定：連接點螺栓的設計和供應商的質量問題的風險不大。

02螺栓設計校核

 a. 連接螺栓為M10，8.8級，擰緊扭矩T=40NM，,單個螺栓的*小軸向緊固力F_M=14.5KN。

可根據下列公式計算：

T-擰緊力矩；Fm-預緊力；P-螺距；d2-螺紋中徑；dh-被聯接件螺栓孔直徑；dw-螺母或者螺栓法蘭的支承直徑；u=摩擦系數。 b. 燃油系統總重力G總=717.85N，單個螺栓受到的重力G=717.85/4≈180N。 c. 單個螺栓處軸向極限加速度產生的沖擊力：Fz1=（62+9.5+1.75）/4*10*9.8=1794N。 d. 油箱單個螺栓受到的重力與沖擊力之和為：1794N+180N=1974N2KN。 e. 單個螺栓提供的橫向摩擦力：Ft=0.15(14.5-2)=1.875KN,按照橫向加速度a=5g計算，單個螺栓所受到的橫向力Fa=717.85/4×5=0.9KN，在極限情況下Ft〉Fa。 綜合上述：螺栓及擰緊力矩，可以滿足使用要求。

03

螺栓質量檢測

04

被連接件的設計校核

如果螺栓在連接的時候，被連接件因為設計和制造的原因而沒有穩定的緊密接觸，即使暫時達到了預期的扭緊力矩，在有外力沖擊下，連接面很快松動，螺栓軸力就會消失，使連接失效，螺栓的疲勞斷裂很快。 校核螺栓連接處的平面，**的潛在因素是箍帶的彎角，校核箍帶通孔到R角距離：5.40mm，滿足設計要求（5±0.5）mm，螺栓邊緣不會壓到箍帶R角，螺栓法蘭面會和箍帶平面貼合良好。

05

裝配記錄追查

車輛發生螺栓斷裂時，**時間做的應該就是追溯車輛的裝配記錄，查看擰緊標識，排除螺栓沒有被擰緊，這個問題發生的可能性比較小。

但是，在試驗過程中的車輛會因為不同的原因被頻繁更換零件，很多緊固連接點會被多次拆卸再裝配，這時候對試驗車輛的拆裝記錄顯得特別重要。

06

現場排查

當設計校核，產品質量評審和裝配追溯完成以后，基本可以判定：被連接沒有被擰緊，或者即使*初擰緊了，也是不穩定的連接，現場分析不可避免。 現場分析被連接件，發現箍帶兩側磨損情況不一致（如下圖1所示），箍帶與油箱是線-面接觸（非面-面接觸），說明油箱緊固面與車架安裝面不貼合（如圖2所示）。 在車輛運動時，箍帶傾斜，螺栓受到外切向力（如圖3所示），連接面就會失穩，造成螺栓軸力消失，連接失效，螺栓很快就會疲勞螺栓斷裂。

經驗與總結

Experience and Summary

*后經過核查，發現試驗過程中拆裝油箱時，因為油箱內有汽油，和初始裝配條件不一樣，造成了裝配過程中的裝配困難，使箍帶偏斜錯位，油箱緊固面與車架安裝面不貼合，*后造成螺栓疲勞斷裂。

檢查生產線的工裝，確保不會有潛在風險。

更改試驗場裝配作業指導書，不再出現同類問題。