緊韌體作為重要的連線零件，在工業中廣泛應用，汽車底盤更是透過大量的緊韌體進行連線，緊韌體本身的質量以及安裝工藝，對連線結構的可靠性影響尤其重要。
在緊韌體材料選擇方面，對於重要底盤零件，常選用合金結構鋼製造的１０.９級螺栓和1０級螺母配合，經調質處理後具有良好的綜合性能指標。
在安裝工藝方面，目前行業多為扭矩法，利用扭矩值與預緊力的線性關係， 控制扭矩上下限，擰緊至目標扭矩值即判定合格，以此間接地控制夾緊力 。
扭矩法相對簡單、實施方便，但擰緊後的夾緊力受到摩擦因素等多種不確定因素的影響，精度較低，若夾緊力偏小，可能會發生鬆動，若偏大，則可能造成螺栓斷裂。
某車型在進行生產裝配時，副車架與車身連線的某處螺栓發生少量斷裂現象，為預防事故再次發生，避免不必要的經濟損失，文中針對螺栓斷裂問題進行了相關檢測與分析。
經調研，螺栓所用材料為４０Ｃｒ，規格為Ｍ１４×１.５，級別為１０.９級，表面達克羅處理。
安裝工藝為扭矩法，現場使用擰緊軸進行裝配，目標扭矩值為２３０Ｎ·ｍ，從螺栓裝配工位觀察，螺栓與帶螺紋的鋼套進行配合，兩者之間為副車架 （通孔），螺紋鋼套與車身鈑金進行焊接（圖１）。
經現場裝配工人反饋，少量件在未達到目標扭矩值時，螺栓突然斷裂。
對斷裂螺栓觀察，斷裂位置發生在螺紋部位，斷口呈４５°斜角，有明顯頸縮，斷裂螺栓如圖２所示。
根據宏觀斷口特徵初步判定屬於過載斷裂，即軸向力超過螺栓抗拉極限，但考慮斷裂數量並不龐大，是否因螺栓個別質量不合格或安裝工藝不合理導致，需要透過試驗來確認。
對斷裂螺栓進行化學成分分析，利用 ＨＰＬ⁃２高頻紅外碳硫分析儀＋燃燒爐、ＨＣＡ⁃３Ｂ微機數顯ＭｎＰＳｉ儀、智慧可見分光光度計Ｃｒ元素滴定法進行元素檢測，結果見表１，依據ＧＢ／Ｔ３０７７—１９９９《合金結構鋼》 ，檢測結果符合４０Ｃｒ鋼的成分要求。
對斷口利用線切割技術進行取樣，試樣沿縱截面經研磨、拋光和４％硝酸酒精腐蝕後置於ＤＭＩ３０００Ｍ研究級倒置金相顯微鏡下進行金相觀察：
未侵蝕狀態下依據ＧＢ／Ｔ１０５６１—２００５《鋼中非金屬夾雜物含量的測定標準評級圖顯微檢驗法》，各類夾雜物評為０.５級，夾雜物含量未超標（圖３） 。
侵蝕後基體組織為回火索氏體，調質組織正常（圖４）。
螺紋牙底圓滑，未發現顯微裂紋，牙腰未脫碳和摺疊（圖５）。
牙頂有全脫碳層及摺疊，依 據ＧＢ／Ｔ５７７９.３—２０００《緊韌體表面缺陷螺栓、螺釘和螺柱特殊要求》，屬於允許摺疊。
脫碳層最大深度約０.０２４ｍｍ，不符合圖紙要求的脫碳層深度小於０.０１５ ｍｍ（圖６）。
觀察斷面可知，斷口金相組織正常，斷口微觀凹凸不平，並有二次裂紋向心部延伸，說明受力較大，屬於塑性斷裂（圖７）。
在電子萬能試驗機上對同批次螺栓取３組進行拉伸試驗，抗拉強度分別為１１３８、１１３２、１１２９ＭＰａ，依據ＧＢ／Ｔ３０９８.１—２０００《緊韌體機械效能螺栓、螺釘和螺柱》，符合１０.９級螺栓要求。
對斷裂螺栓取樣進行硬度檢測，測得維氏硬度分別為 ３５２、３４４、３４２ＨＶ１０，依據 ＧＢ／Ｔ１１７２—１９９９《 黑色金屬硬度及強度換算值》，換算得出洛氏硬度為 ３６ ～３７.５ＨＲＣ，符合標準要求的３２～３９ＨＲＣ。
裝配可靠性取決於系統產生的夾緊力，當緊韌體對兩個零件進行連線時， 施加的扭矩會產生一定的軸向夾緊力將零件牢牢緊固。
夾緊力除了與扭矩施加的大小有關外，還受到緊韌體摩擦因數的影響，因此，有必要對該批次螺栓摩擦因數進行抽檢。
試驗裝置採用臥式摩擦因數試驗機，取 ３ 組樣件進行測試。
試驗方法參考ＩＳＯ１６０４７—２００５《Ｆａｓｔｅｎｅｒｓ⁃Ｔｏｒｑｕｅ／ｃｌａｍｐ ｆｏｒｃｅ ｔｅｓｔｉｎｇ》，以１０.９級、Ｍ１４×１.５ 螺栓保證載荷的７５％為夾緊力切斷值（擰緊終止程式），擰緊速度為２０ｒ／ｍｉｎ，試驗過程系統自動測量總扭矩、軸向夾緊力、螺紋扭矩，利用以下公式進行摩擦因數的計算：
摩擦因數測試結果見表２，不同扭矩隨軸向夾緊力的變化曲線如圖８至圖１０所示，試驗後量取螺栓頭部與墊圈之間的有效摩擦內徑和外徑代入公式， 計算得綜合摩擦因數分別為０.１１、０.１１、０.１２，按照技術要求屬於低摩擦因數範圍，且值相對穩定。
基於螺栓斷裂可能為過載斷裂，對原安裝扭矩進行模擬裝配，驗證扭矩值對失效的影響。
使用帶最大扭矩為５００Ｎ·ｍ量程感測器的模擬裝配試驗機進行扭矩載入，擰緊速度為２０ｒ／ｍｉｎ，保證螺栓頭部端面摩擦以及螺紋副摩擦面與實際一致。
試驗過程發現，原車帶螺紋的鋼套為使螺紋在使用中不被鏽蝕，工藝考慮了內部塗覆少量防鏽油。
眾所周知，油脂類物質在螺紋中起潤滑作用，會影響扭矩在各類摩擦狀態中的分配，使緊韌體摩擦因數發生變化，因此對比了原始狀態（少量防鏽油）下以及塗覆大量防鏽油後的結果。
由圖１１可知，原始狀態下扭矩－角度曲線已經不穩定，按照原裝配扭矩 ２３０Ｎ·ｍ 時，螺栓可能會發生屈服；而經塗覆大量防鏽油之後，螺栓屈服及破壞扭矩顯著降低，屈服扭矩均低於２３０Ｎ·ｍ。
經過上述模擬裝配試驗，證實由於螺紋摩擦因數的減小，原裝配扭矩２３０Ｎ·ｍ 可能會引起螺栓提前失穩。
因此，為提高安全生產，需降低安裝扭矩，但扭矩的降低勢必會影響螺紋連線後產生的夾緊力，有必要對無油狀態時不同扭矩下的夾緊力進行測試和校核。
測試螺栓連線的軸向夾緊力，採用超聲波傳送原理，即以超聲波在螺栓內部的飛行時間來標定螺栓的伸長量，因為螺栓擰緊後會發生一定的彈性伸長 （屈服以前） ，伸長量與所受軸力呈線性關係。
利用超聲波飛行時間與伸長量之間的關係，獲取超聲波飛行時間與所受軸力的關係曲線，從而間接測量夾緊力。
試驗過程中螺栓預先經過加工處理，螺栓頂部與尾部均進行銑磨，保證表面沒有突起和毛刺，利用專用的貼上工裝，將帶有電離層和二維碼的超聲波貼片貼於螺栓頭部中心位置，整個工作區保證無油和碎屑，貼片用來接收超聲波訊號，二維碼則對螺栓進行身份識別，可以據此追蹤每一顆螺栓的資訊。
試驗過程由模擬裝配試驗機和超聲波軸力測量儀共同完成，設試驗螺栓編號為１＃、２＃、３＃，仍按照實際位置模擬裝配，參考原裝配扭矩，每一顆螺栓分別擰緊至１９０、２１０、２３０Ｎ·ｍ，溫度感測器置於工位表面以提高超聲波測量的精準度，利用掃碼槍對每顆螺栓頭部的貼片二維碼進行身份識別，然後將超聲波探針與貼片接觸，系統自動根據預先設定的標定程式（標定過程建立在獨立的螺栓擰緊過程，標定關係在試驗前錄入系統），獲取當前狀態下的夾緊力，其測試結果見表３。
由表３可知，夾緊力隨扭矩增加而增大，１＃和２＃相差較小，而３＃夾緊力較大。眾所周知，夾緊力與摩擦因數、安裝面情況相關，螺栓經過測試， 其摩擦因數穩定，因此需要對３種狀態下的安裝面配合情況進行分析。
經瞭解，螺栓公稱直徑為Ｍ１４，為便於調節安裝時的尺寸偏差（所謂的吃偏差），副車架通孔直徑設計為２５ｍｍ，若定位不好，會導致實際裝配過程中螺栓墊圈與副車架表面接觸位置產生隨機性，墊圈會發生轉動。
１＃和２＃由於螺栓在通孔內安裝定位時沒有居中，加之副車架配合表面的平整度較差，使墊圈對副車架表面的壓力不均勻，磨損最嚴重的位置電泳漆脫落，鈑金外漏，磨損輕微的位置僅僅對電泳漆有較小的擦傷。
為便於比較，３＃在裝配過程中刻意使螺栓在通孔內的位置居中，因此墊圈與副車架磨損區域未發生明顯偏移，副車架表面受壓均勻，副車架配合面磨損形貌如圖１２所示。
取下擰緊後的螺栓，觀察墊圈磨損情況，墊圈與螺栓頭下端面接觸一面， 三元件磨損量大致相當，磨損量均勻，如圖1３所示。
墊圈與副車架表面接觸一面，１＃和２＃磨損量較大的位置只出現在墊圈圓周的邊緣，３＃磨損均勻，有清晰的摩擦外徑和內徑，有效摩擦面積與副車架表面磨損面積相同，如圖１４所示。
此外，以２＃和３＃螺栓對比為例，２＃螺桿根部有明顯磨損痕跡，３＃則沒有該特徵，如圖１５所示。
磨損痕跡是因裝配偏差導致根部與墊圈內表面摩擦形成的，根據以上特徵，１＃和２＃螺栓在通孔中定位較偏。
若在這種狀態下進行裝配，將導致副車架表面受壓不均，摩擦端面以及螺桿根部與墊圈內表面的摩擦將消耗更多的扭矩，導致相同扭矩下產生的夾緊力較低，符合表３的試驗結果。
ＣＡＥ 動力學模擬分析，得知單邊過坎工況下的最大受力見表４。
由工況描述，介面數為１，介面材料為車身螺紋套與副車架鋼套，即鋼－鋼，表面處理均為電泳，故取介面摩擦因數經驗值０.１５，該工位在工作過程中可能會承受交變載荷。連線副基本引數見表５。
不考慮偏心載荷及預緊力損失，根據以上資料使用緊韌體設計軟體進行連線副預緊力計算，連線副所需預緊力為５７.２６ｋＮ，在保證實際螺紋和頭部摩擦因數均穩定在０.１１的情況下只需１２５Ｎ·ｍ可達到預緊要求。
但根據１＃、２＃超聲波試驗得到的夾緊力值，軟體計算實際裝配模式下螺紋副摩擦因數在０.２４左右，故螺紋扭矩會大於螺栓端面扭矩，擰緊完成後頭部會沿鬆開方向旋轉，螺紋扭矩降低並等於端面扭矩，螺紋扭矩值的衰退，需考慮在內。
失效螺栓源於裝配過程，由於未出現大批次斷裂，判斷屬於偶然事件。
經相關試驗分析，螺栓表面脫碳層不符合技術要求，脫碳層主要影響使用過程中的耐磨性和疲勞性，並不是此例斷裂的主要因素。
失效主要來源於緊韌體摩擦因數對夾緊力的影響，由於潤滑、安裝面平整度和裝配公差，同樣的擰緊工藝下每個工位會產生不同的擰緊效果，特別是油脂的影響改變了原有的摩擦因數，相同扭矩下螺栓受到的軸力增加，當軸力超過螺栓極限強度，螺栓發生提前失效。
此例中的失效斷裂主要是受油脂的影響。經模擬裝配後的夾緊力測量和校核，若仍使用扭矩法進行裝配，建議將裝配扭矩降為１９０Ｎ·ｍ。
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