某四缸汽油機缸體螺紋滑扣失效分析

邱繼虎，張紅雨，張堪想，楊志坤

（1.長城汽車股份有限公司技術中心，河北保定071000；2.河北省汽車工程技術研究中心，河北保定071000）

某四缸汽油機缸體螺紋滑扣失效分析

邱繼虎，張紅雨，張堪想，楊志坤

（1.長城汽車股份有限公司技術中心，河北保定071000；2.河北省汽車工程技術研究中心，河北保定071000）

針對缸體主軸承蓋螺栓螺紋在試驗和裝配過程中出現滑扣，對導致此現象的原因進行分析。主要從缸體螺紋設計、加工、缸體鑄造質量、螺栓設計、螺栓加工等方面進行詳細分析，結果表明，主要原因為缸體螺紋加工工藝選擇不合適、螺栓旋合長度偏小、螺栓結構設計不合理和初始力矩選擇不合適。

汽油機螺栓螺紋滑扣分析

1　前言

主軸承蓋螺栓是發動機中重要的零部件之一，螺栓與缸體螺紋之間的有效連接是保證螺栓實現其功能的基礎，發動機的正常運轉需要通過它們的共同作用才能得到保證，螺栓的設計、螺栓的加工、氣缸體的設計、缸體的鑄造質量、氣缸體螺紋孔的加工等可能都是導致此類問題的發生。工作過程中承受著周期性變化的爆發壓力及活塞連桿組的往復慣性及旋轉應力。

2　故障現象及問題排查

某四缸汽油發動機進行冷熱交替臺架試驗時，運行至20 h后出現異常，經拆機后發現缸體螺紋滑扣，后續在裝機過程中也出現缸體螺紋滑扣的現象。滑扣的缸體螺紋剖切圖如圖1所示。

圖1　螺紋滑扣圖片

通過魚骨刺圖方法對缸體螺紋滑扣整體進行排查，如圖2所示。經排查螺栓設計過程、螺栓加工質量、缸體設計、缸體鑄造工藝均滿足要求，此問題中缸體螺紋滑扣，螺栓卻完好無損，所以進一步對缸體材料、鑄造質量、螺紋加工質量、螺栓與氣缸體螺紋之間的配合進行排查。

主軸承蓋螺栓規格為M10×1.5，強度等級10.9。螺栓擰緊采用轉角法，擰緊工藝為32 N· m+90°轉角。螺栓預緊力理論設計值≥53 kN。主軸承蓋材料HT250，缸體材料及特性如表1所示。

對滑扣缸體螺紋進行剖切，未發現鑄造缺陷，說明氣缸體鑄造無問題。對同批次缸體螺紋進行剖切，螺紋加工質量無問題。

表1　缸體材料機械性能

3　螺栓設計尺寸校核

對螺栓旋合長度進行校核，主軸承蓋螺栓有效旋合長度為18 mm，如圖3所示。同時根據下式計算缸體螺紋所能承受的最大軸力。

圖2　問題排查魚骨刺圖

圖3　改進前螺栓長度

式中，

As——螺紋剪切受力面積；

n——每毫米螺距數；

Le——螺紋嚙合長度；

Dsmin——螺栓最小外徑；

Enmax——內螺紋最大有效直徑；

т——材料剪切強度極限。

由式（1）和（2）可以計算得到缸體螺紋的最大軸力為51.2 kN，然而螺栓實際測量擰緊軸力達到了56 kN，遠大于缸體螺紋所承受的軸力，故缸體螺紋出現滑扣現象就不難理解了，如圖4所示。

圖4　改進前螺栓軸力

4　改進措施

要想避免缸體螺紋出現滑扣，同時又能保證發動機正常運行，深入分析了螺栓和缸體螺紋配合設計不合理，從以下幾方面進行改善。

（1）缸體螺紋加工方式：原來缸體螺紋采用普通攻絲。缸體螺紋采用擠壓成型，提高螺紋自身強度。

（2）增加螺栓旋合長度

由于缸體結構限制，缸體螺紋鉆深和攻深無法加大，只有在現有缸體螺紋的深度之上對螺栓長度進行調整，具體調整數據參見表2和圖5。根據式（1）和（2）計算出增加旋合長度后缸體螺紋的最大軸力為56 kN，已經達到了原來螺栓的擰緊軸力，但仍然不能保證缸體螺紋的安全性。

（3）更改螺栓結構

表2　改進前后螺栓關鍵尺寸

圖5　更改后螺栓長度

螺栓桿身部分采用縮徑結構，結構變化如圖6所示。采用此結構符合一般螺紋連結設計原則：首先失效的是螺栓而不是被連結件。此次設計的高強螺栓用塑性段工作，不允許無限制的使用，其限制條件不是螺紋變形，而是柔性的細桿段，螺栓細桿部分直徑為7.4 mm。在多次使用中，螺紋不會產生變形，使用中也不會損傷缸體螺紋。限制螺栓拉力的安全環節設在了細桿段，其最大拉力小于缸體螺紋承受的拉力，從而連結失效時只是螺栓失效，這與國標10.9級螺栓規定不同，國標規定最大拉力時失效處可以是桿部也可以是螺栓螺紋，原方案螺栓最小拉力載荷為56 kN，已大于缸體螺紋承受的拉力，若重復使用會損傷缸體螺紋，顯然對缸體可靠性不利。此外，細長桿段設計顯然增加了螺栓柔性，從而對緊固、防松、疲勞壽命都帶來了好處，因此在發動機轉給或維修過程中更換螺栓時，也不會導致缸體螺紋損傷。

圖6　螺栓結構更改前后對比

（4）改進螺栓擰緊工藝

原螺栓的擰緊工藝為32 N·m+90°轉角，其扭矩-軸力-轉角曲線如圖7所示。從圖中可以看出，改進前螺栓組合件拉伸圖明顯不同于更改后的螺栓拉伸曲線，產生的變形是螺栓和缸體螺紋變形的疊加，直線部分斜率加大，非彈性段加大。塑性段主要反映了缸體螺紋的變形，拉伸力主要反映了缸體螺紋承受的拉伸力。試驗結果表明，缸體螺紋承受的最大拉力為53 kN（此時實際表示缸體螺紋已剪斷），而螺栓提供的最小軸力為56 kN（缸體螺紋剪斷后整體滑移由于未解除螺紋之間的擠壓應力，再加爬行滑動摩擦力而使拉力繼續增加達最大，到解除螺紋擠壓力后則拉力減小）。按照原來的擰緊工藝32 N·m+90°轉角，螺栓預緊力達到了56 kN（見圖4），大于缸體螺紋所能承受的最大軸力53 kN，在53 kN處缸體螺紋已經斷裂，因此螺栓無一損壞而缸體螺紋幾乎全部損壞。考慮到精度和離散度，如采用一次擰緊，大部分缸體螺紋會出現滑扣；若進行二次擰緊，則100%缸體螺紋都要滑扣。將擰緊工藝改為22 N·m+90°轉角，缸體螺紋就不會出現滑扣的現象，此時螺栓實測軸力為43 kN，如圖8所示。為保證發動機正常運行，主軸承蓋螺栓的理論設計軸力范圍為38～50 kN，其受力如圖9所示，小于缸體螺紋在增加旋合長度下的軸力56 kN，故缸體螺紋不會損壞，即使反復使用也不會出現缸體螺紋滑扣的現象。

圖7　缸體螺紋實際承受最大力

圖8　改進后螺栓軸力

主軸承蓋螺栓設計軸力計算

圖9　螺栓受力示意圖

式中，

Fg——燃燒施加給曲軸的最大力；

P——最大爆發壓力；

D——缸孔直徑；

Fb——單個螺栓需提供的最小軸力；

K——螺栓安全系數，一般取2；

Fi——螺栓抗拉強度；

A——螺栓最小截面積。

可以計算出主軸承蓋螺栓的最小軸力為38 kN，螺栓的最大軸力為50 kN。

臺架試驗，按照以上方案更改后，通過多次裝配和多輪400 h冷熱交替臺架試驗，未出現缸體螺紋滑扣的情況，表明改進措施取得了預期的效果。

5　總結

缸體螺紋出現滑扣主要有以下原因：（1）缸體螺紋強度不足；（2）螺栓旋合長度不足；（3）螺栓軸力設計不合理；（4）擰緊工藝制定不合理。綜合上述，在設計開發過程中應該考慮缸體螺紋強度、螺栓旋合長度、螺栓軸力及螺栓擰緊工藝等方面，才能設計出保證發動機正常運轉的螺栓。

［1］楊連生.內燃機設計［M］.北京：中國農業機械出版社，1981.

［2］田榮璋.鑄造鋁合金［M］.長沙：中南大學出版社，2006.

Failure Analysis of Screw Thread of a Four Cylinder Gasoline Engine Cylinder

Qiu Jihu，Zhang Hongyu，Zhang Kanxiang，Yang Zhikun
（1.Technical Center，Great Wall Motor Company Limited，Baoding 071000，China；2.Hebei Automobile Engineering Technology&Research Center，Baoding 071000，China）

This paper presents the slippery buckle in view of the cylinder body main bearing cap bolt thread in the experiment and the assembly process，to causes this phenomenon the reason to carry on the analysis.Mainly from cylinder body aspects and so on thread design，processing，cylinder body castability，bolt design，bolt processing carries on the multianalysis，finally indicated:The primary cause for the cylinder body thread machining craft choice inappropriate，the bolt turns on lathe gathers the length to be small，the bolt structural design unreasonable and the initial moment of force choice is inappropriate.

gasoline engine，bolt，thread，buckles slippery，analysis

10.3969/j.issn.1671-0614.2016.03.009

來稿日期：2016-01-09

邱繼虎（1986-），男，學士，主要研究方向為發動機零部件設計。