發動機凸輪軸承蓋螺栓斷裂原因分析及改進

李 文

（四川化工職業技術學院，四川瀘州 646099）

0 引言

發動機凸輪軸是發動機的重要組成部分，它影響著發動機使用壽命和性能。在設計、加工制造及安裝調試的各個環節都十分重要。某發動機總裝線擰緊機在擰緊凸輪軸承蓋螺栓時，出現螺栓斷裂失效問題，造成發動機凸輪軸安裝失敗。為此，通過對凸輪軸承蓋螺栓進行力學性能檢測、破壞實驗、螺栓受力分析等，找出原因，提出改進措施。

1 問題分析

通過現場調查并查閱相關資料，確定該螺栓規格是M6×40，機械性能等級為8.8 級，抗拉強度σb=800 MPa，非比例伸長應力σ02=640 MPa，洛氏硬度22～32 HRC，擰緊力矩11～13 N·m。裝配過程：氣缸蓋生產線第一次擰緊；氣缸蓋分裝線拆卸；發動機總裝線安裝凸輪軸時第二次擰緊。過程中均使用8 軸擰緊機同時擰緊。當第二次擰緊時，發動機一缸位于上止點，此時三、四缸位置的螺栓會受氣門彈簧反作用力，則擰緊過程中螺栓主要受到預緊力及氣門彈簧的反作用力。可能造成的失效模式為螺栓松動、螺栓斷裂、塑性變形導致的螺栓壓緊力不足。裝配現場螺栓斷裂失效如圖1 所示。

通過分析，造成螺栓斷裂的可能原因：①凸輪軸承蓋螺栓存在質量問題；②生產線使用過程中損壞。

（1）實際使用中擰緊力矩為11～13 N·m，大于QCT 518—2013《汽車用螺紋緊固件緊固扭矩》標準中，M6×40 螺栓規定擰緊扭矩9～11 N·m。

（2）輪軸安裝時，三、四缸受力，當擰緊機擰緊時，凸輪軸后端翹起，凸輪軸承蓋螺栓孔與氣缸蓋發生傾斜，導致凸輪軸承蓋螺栓彎曲被扭斷。三、四缸同一凸輪軸承蓋擰緊時，兩螺栓不同時擰緊，也可導致凸輪軸承蓋螺栓彎曲被扭斷。

根據以上分析，繪制魚骨刺圖（圖2）。

圖1 斷裂螺栓

2 分析驗證

根據螺栓斷裂失效魚骨刺圖，擬通過螺栓自身質量問題和使用過程損壞兩方面分析斷裂原因。

圖2 魚骨刺圖

2.1 螺栓自身質量問題方面驗證

2.1.1 力學性能檢驗

（1）抗拉強度檢測。測得拉斷拉力為17.5 kN、18 kN、17.5 kN。各螺栓螺紋應力截面積As=20.1 mm2。根據抗拉強度公式，σb=拉斷拉力/螺紋應力截面積。算出各螺栓抗拉強度：①螺栓1，σb=17.5/20.1=870 MPa；②螺栓2，σb=18/20.1=895 MPa；③螺栓3，σb=17.5/20.1=870 MPa。可以看出，該螺栓抗拉強度滿足機械性能等級8.8 級要求。

（2）硬度檢測。對每顆螺栓打3 點，螺栓1 為23.3 HRC、24.1 HRC和25.5 HRC，螺栓2 為23.6 HRC、24.4 HRC 和23.7 HRC，螺栓3為25.5 HRC、26.9 HRC 和28.1 HRC。可以看出，該螺栓硬度滿足機械性能等級8.8 級要求。

（3）觀察金相結構。對螺栓分別進行縱向、橫向兩種取樣形式，進行金相結構觀察：①縱向取樣觀察，螺栓齒尖表面有0.1 mm微裂紋，其表面脫碳層為0.24 mm，齒根有輕微脫碳，心部組織為有M 體位向的回火S 體+回火T+部分F 體。②橫向取樣觀察，心部組織為有M 體位向的回火S 體+少量回火T+部分F體。對斷裂件做縱向取樣觀察，其結構優于實驗用螺栓。

2.1.2 螺栓破壞實驗

在同批次螺栓中隨機抽取10 顆進行破壞實驗。根據GB/T 16823.2 外螺紋件在彈性區內緊固扭矩與預緊力之間的關系式Tf=KFfd，其中，Tf是緊固扭矩，N·m；Ff是預緊力，N；K 是扭矩系數，受制于螺紋摩擦系數、支撐面摩擦系數及支撐面摩擦力矩。螺紋摩擦系數、支撐面摩擦系數又受嚙合部位的狀態（表面粗糙度、表面處理、制造精度、潤滑等）影響。本實驗是為測量螺栓的扭斷力矩，因此要加潤滑油在嚙合部位，使K 值變小，從而使預緊力變大，達到螺紋連接失效狀態，實驗結果見表1。可以看出，該螺栓滿足國家標準所規定的力學性能。

表1 破壞扭矩

2.2 使用過程破壞方面驗證

2.2.1 螺栓受力分析

由圖3 可以看出，氣門彈簧最大壓縮高度為P2時，Fn=308±15.4 N；相對于進、排氣凸輪軸豎直方向作用力分別為：進氣凸輪軸豎直方向作用力Kk1=cos17.1°×Fn=294.4±15.4 N，排氣凸輪軸豎直方向作用力Kk2=cos16.4°×Fn=295.5±14.8 N。

凸輪軸為剛性件，凸輪軸受彈簧最大作用力僅為同一氣缸兩彈簧作用力，而緊固件為8 顆軸承蓋螺栓及前端凸輪軸承蓋螺栓。考慮極限情況，凸輪軸剛度不足，同一缸兩彈簧反作用于4 顆螺栓上，則4 顆螺栓受力為Fs=Fk×2/4=0.5Fk。設定螺栓受力安全系數為1.5，則螺栓需承受力為Fs’=1.5Fs

根據QCT 518—2013《汽車用螺紋緊固件緊固扭矩》中M6×40 螺栓扭矩在9～11 N·m 時，預緊力為6000～7300 N，安全拉力為12 864 N，則螺栓預緊力與需承受力之和遠遠小于安全拉力。可以滿足使用要求。

2.2.2 螺栓扭緊試驗

在帶凸輪軸承蓋定位套和不帶凸輪軸承蓋定位套的兩種情況下分別進行螺栓扭緊試驗，結果為螺栓未出現斷裂。由此可以排除凸輪軸翹曲導致螺栓斷裂的原因。

2.2.3 擰緊曲線分析

通過分析發動機總裝線凸輪軸承蓋螺栓扭緊機記錄的擰緊曲線得出以下結論。

（1）圖4 為正常擰緊曲線，在擰緊過程中，擰緊力矩與轉角始終比例增長。

（2）圖5 為非正常擰緊曲線，在擰緊前期，擰緊力矩與轉角處于比例增長，但后期出現非比例增長，此時螺栓處于塑性變形，存在安全隱患。

（3）圖6 為擰斷曲線，在擰緊前期，擰緊力矩與轉角處于比例增長，后期出現非比例增長，再經過3 圈左右塑性變形，變形量約3 mm 后，螺栓拉斷。

通過曲線分析，當出現塑性變形時，螺栓扭矩都達到或超過QCT 518—2013《汽車用螺紋緊固件緊固扭矩》標準中，M6×40螺栓的擰緊扭矩9～11 N·m。

圖3 凸輪軸承蓋螺栓受力分析

2.3 參考樣機數據對比

對參考樣機中凸輪軸承蓋螺栓進行力學性能檢測，發現其拉斷拉力為21.25 kN、21.25 kN、21.25 kN。螺紋應力截面積AS=20.1 mm2，各螺栓抗拉強度分別為：螺栓1，σb=21.25/20.1=1057 MPa；螺栓2，σb=21.25/20.1=1057 MPa；螺栓3，σb=21.25/20.1=1057 MPa。可以看出，抗拉強度滿足9.8 級、10.9 級螺栓要求。再對參考樣機中凸輪軸承蓋螺栓進行硬度檢測和金相觀察，得出結果也是滿足9.8 級、10.9 級螺栓要求。

圖4 正常擰緊曲線

圖5 非正常擰緊曲線

3 驗證結果

（1）該螺栓滿足機械性能等級為8.8 級的要求，滿足QCT 518—2013 標準中M6×40 螺栓扭矩在9～11 N·m 時，預緊力為6000～7300 N 的要求。

（2）在帶凸輪軸承蓋定位套和不帶凸輪軸承蓋定位套的兩種情況下分別進行螺栓扭緊試驗后，排除凸輪軸翹曲導致螺栓斷裂的原因。

（3）當螺栓出現塑性變形時，扭矩都達到或超過QCT 518—2013標準中M6×40 螺栓的擰緊扭矩9～11 N·m。

（4）參考樣機中凸輪軸承蓋螺栓滿足9.8 級、10.9 級。

圖6 擰斷曲線

4 結論及改進措施

該發動機總裝線，擰緊機在擰緊凸輪軸承蓋螺栓時，出現斷裂失效問題的原因是生產線使用過程中損壞。由于實際使用中設置擰緊力矩大于所選用螺栓的規定要求，導致螺栓出現斷裂失效。針對以上原因提出改進措施。

（1）將凸輪軸承蓋螺栓擰緊力矩修改為10±1 N·m。

（2）將螺栓的機械性能等級由8.8 級調整為9.8 級。

經過改進后，凸輪軸承蓋螺栓斷裂失效問題未再出現，問題得到解決。