邓君

摘要：某汽油机在进行断油转速试验时发生连杆断裂的失效故障。通过断口分析和逻辑推理，找到了失效原因，即连杆螺栓孔尾端存在非全螺纹，极限尺寸情况，螺栓孔的非全螺纹跟螺栓的全螺纹存在啮合的可能，非全螺纹啮合引起螺纹干涉和应力集中，从而导致连杆的疲劳断裂。改进方案通过FEA计算和试验验证，为其他连杆设计提供借鉴。

Abstract： A gasoline engine con-rod was broken during the cut off speed test. Through fracture analysis and logical reasoning root cause was found. Incomplete thread existed in con-rod bolt hole. Under limit-situation the incomplete thread interfered with the full thread of the bolt which caused stress concentration and led to the fatigue failure of the con-rod. The improved design passed the FEA calculation and dyno-tests. This case can be referenced for other con-rod design.

关键词：断油转速;连杆断裂;非全螺纹啮合;应力集中

Key words： cut off speed;con-rod assembly broken;incomplete thread engagement;stress concentration

0  引言

连杆是发动机高速运动件之一，对发动机的可靠性和耐久性至关重要。某国六汽油机为了满足低油耗目标，对连杆进用了轻量化设计，并在开发过程中通过了多轮800h耐久试验。但是在进行50h断油转速试验时，发生了连杆断裂，击穿缸体的失效故障。本文通过一系列分析，寻找问题根源，并提出改进方案。

1  背景描述

某国六汽油机连杆为了轻量化，采用了近几年锻钢连杆的主流材料-新型高性能中碳钢46MnVS5。它的综合性能比较好，兼顾高强度和易加工性，其机械性能见表1。

某国六汽油机进行50h断油转速试验，41.5h出现异响，紧急停机，发现第1缸连杆体从机体进气侧飞出，连杆盖击穿机体排气侧并卡滞在其中。活塞碎裂，仅剩头部。

连杆失效照片见图1。

目视失效状态：①连杆有四处断裂，分别位于：小头45°方向、左侧杆身跟大头过渡处、左侧大头端螺栓法兰面附近、右侧螺栓靠近涨断面位置;②连杆杆身变形严重，发生弯曲和扭转;③左侧螺栓弯曲，右侧螺栓断裂。右侧弯曲螺栓和左侧断裂螺栓的残留部分跟螺栓孔的啮合良好，无退牙现象;④连杆大小头孔均无发蓝发黑等过热现象。

2  原因分析

断口分析是找到零件疲劳失效源头的一个快速有效的方法，通过断口分析可以快速排除零件二次断裂失效位置。

活塞的断口新鲜，为过载断裂，未见明显缺陷，判断活塞应该为受害件。连杆大小头孔无发蓝发黑等过热现象，说明不是因为衬套或轴瓦烧瓦导致连杆失效。主要对连杆及螺栓进行断口和材料的检测分析。

2.1 连杆断口及材料检测

除了断口C外，其余断口均较为粗糙，为过载断口。断口C较为平整，微观显示该断口局部有细小的疲劳裂纹，表明为疲劳断裂。但由于断口损伤严重，无法对裂纹起始点进行微观观察。

根据断口微观纹路推断，裂纹起源于断口上方区域，然后扩展，方向如图2箭头所示。反光明显的区域，擦伤严重，无法鉴别其微观形貌。

截取断口附近的截面进行金相检测，表面未见脱碳，与芯部组织相同，为珠光体+网状铁素体，无异常，见图3。断口附近的硬度：30.7、32.3、31.3HRC，满足设计要求。

2.2 螺栓断口及材料检测

断裂螺栓的断口分析如图4所示。从形貌来看，断裂分两个过程。首先在表面出现过载断裂，然后在多次大载荷作用下，裂纹以弧形的形式向另一侧扩展。

金相检测显示，螺栓再大载荷下发生了弯曲变形，且在靠近断口的2个压底均出现裂纹，表明曾经受到较大的载荷;未见压型缺陷，其表面和芯部组织正常。螺栓芯部硬度为414、419、409HV10，符合12.9级螺栓的强度要求（385～435HV10）。

基于断口检测结果，可以推断：连杆大头端C区域先疲劳断裂，导致零件运行异常，然后引起螺栓、连杆其他部位及活塞发生过载断裂。

2.3 FEA计算分析

全局模型计算结果显示：连杆大头端C区域为杆身与大头过渡的地方，为了轻量化，此处用加強筋过渡连接，但FEA 显示此处的应力较小，安全系数4.37较高，失效的可能性较低。螺栓的FEA计算也满足设计要求，见图5。

从而推断C区域螺纹孔底部为疲劳起始源的可能性较高。需要重新校核螺栓跟螺纹孔的设计。螺栓长度43.5～44.0mm，螺栓尾部倒角长度max2.5mm;而连杆螺栓孔只定义了最小全螺纹长度42mm，螺栓孔尾端存在非全螺纹。极限尺寸情况，螺栓孔的非全螺纹跟螺栓的全螺纹存在啮合的可能。非全螺纹啮合会引起螺纹干涉和应力集中，从而导致连杆疲劳断裂。

3  改进方案

为解决极限情况非全螺纹啮合的问题，可以增加螺栓孔全螺纹长度、或者缩短螺栓长度。如果增加螺栓孔全螺纹长度，考虑到连杆杆身跟大头过渡处的结构造型，丝锥攻丝过程单侧受力容易损伤，且螺纹孔尺寸易超差。如果缩短螺栓长度，两者的啮合长度存在风险。

综上来看，较好的方案是螺栓设计保持不变，仅在螺栓孔底部增加沉头孔和过渡圆角，同时定义螺纹部分为全螺纹，这样既能保证全螺纹啮合长度，又避免了非全螺纹的存在，如图6示。

对改进方案进行FEA分析。全局模型计算结果显示，螺栓孔部分靠近螺纹起始的地方安全系数最小，为1.24（>1.1）;而螺栓孔端部安全系数都比较高，沉头孔圆角部分安全系数相对较小，也有2.49，见图7。

为了解螺栓跟螺栓孔的啮合螺纹的受力情况，在螺栓表面和连杆螺纹孔内部构造详细的螺纹特征，对连杆大头局部模型进行FEA计算，见图8。

计算结果表明：螺栓第一啮合螺纹处的安全系数最低，为1.12，见图9。由于第一螺纹受力后进入塑性变形，后面的螺纹会分摊受力，所以此处实际情况的安全系数会高很多，不是风险项。

连杆螺栓孔的安全系数也满足设计标准。内螺纹除第一螺牙外，其他螺牙的安全系数为2.29。第一螺牙处的安全系数为1.08，见图10。同理，由于第一螺牙受力后进入塑性变形，后面的螺牙会分摊受力，所以此处实际情况的安全系数会高很多，不是风险项。

螺纹孔附近区域的安全系数也满足设计标准。螺栓孔光孔跟起始螺纹过渡的地方，安全系数1.17，沉头孔圆角处最小安全系数3.16，沉头孔底端的安全系數3.34，连杆盖与螺栓法兰面配合的圆角处安全系数为1.74，见图11。

4  新方案试验验证

改进后的样件装配到两台发动机上进行断油转速试验，两台试验都顺利通过。连杆返检进行磁粉探伤，未发现裂纹，螺栓返检亦未发现裂纹。

5  结论

连杆螺栓孔跟螺栓的螺纹啮合是连杆设计的重要组成部分。如果两者存在非全螺纹啮合，则会产生螺纹干涉和应力集中。在长时间耐久或者特殊工况下，应力集中区域产生疲劳，导致连杆和螺栓的断裂等失效。

为保证全螺纹啮合，设计时需对螺栓孔和螺栓的全螺纹长度进行尺寸链校核，确保在极限情况，两者仍是全螺纹啮合。其次，螺栓每次拧紧后都会伸长，应保证螺栓使用3次后，螺栓跟螺栓孔的配合还是全螺纹。具体方法：1）对于开式螺栓孔，螺栓孔底部增加沉头孔和过渡圆角;2）对于闭式螺栓孔，螺栓孔全螺纹长度比螺栓螺柱长2～3mm或者2～3倍的螺距。

另外，增加断油转速工况为连杆FEA计算的必选工况;增加断油转速试验为连杆ADV的必选试验。

参考文献：

[1]袁兆成.内燃机设计[M].二版.机械工业出版社，2008.

[2]王弘生.螺纹接头设计及特性引论[M].上海汽车集团股份有限公司内部刊物，2010.