某動力總成懸置膠墊螺栓松動的設計改進

黃先科

某動力總成懸置膠墊螺栓松動的設計改進

黃先科

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

螺栓松動作為汽車可靠性問題中的一個難題，經(jīng)常困擾著汽車設計人員。文章將針對一款動力總成懸置膠墊螺栓松動問題，通過與緊固件廠家技術合作，對螺栓預緊力、安裝扭矩和接觸面屈服強度進行計算校核。并針對計算發(fā)現(xiàn)的懸置支架接觸面存在的屈服壓潰風險及螺栓預緊力不足等問題，分別制定了相應的整改方案，最終確定了此懸置緊固螺栓的安裝扭矩范圍，滿足懸置膠墊緊固預緊力要求。根據(jù)文章計算方法確定的安裝扭矩進行定扭后，通過緊固件橫向振動試驗和越野路路試，動力總成懸置膠墊緊固螺栓未再出現(xiàn)松動現(xiàn)象，可以看出文中螺栓松動計算校核和改進方案有效。文中案例通過對螺栓預緊力、安裝扭矩和接觸面屈服強度等進行符合性計算校核和改進，為汽車螺栓松動問題整改提供了一個非常好的解決思路和方法。

螺栓松動；預緊力；安裝扭矩；屈服強度

某特種車動力總成懸置膠墊在試驗場越野路路試驗證過程中，多次出現(xiàn)螺栓松動問題，嚴重影響車輛的可靠性。此特種車需要通過較為苛刻的松軟、濕滑、不平地面和地形障礙等，并能很好地兼顧公路行駛和越野行駛要求。既可行駛于鋪裝路面，也可行駛于丘陵山路、鄉(xiāng)村土路和無路地區(qū)。其中無路地區(qū)包括叢林、起伏、泥濘、岸灘、沙漠、積雪和水障等，工況較一般車輛嚴苛很多。

與緊固件廠家技術交流，螺栓松動的影響因素有很多，包括裝配時擰緊力矩不足、螺栓型號強度等級、螺紋嚙合長度、連接件表面處理狀態(tài)等。如果緊固件方面的問題，僅采用實車路試的方法進行驗證，會存在很大的不確定性和偶然性，嚴重影響項目進度。如果能在產(chǎn)品設計階段就對緊固件的選擇進行計算確認，將有效降低螺栓松動的概率。

本文的研究內(nèi)容主要排查螺栓選型和扭矩確定方面的問題，這些因素主要在產(chǎn)品設計階段確定，根據(jù)產(chǎn)品所需預緊力，計算提供預緊力、安裝扭矩和接觸面強度是否滿足要求。由于螺栓松動涉及的影響因素很多，且很多影響因素需要專業(yè)的測試設備、特制的樣本和大量的測量數(shù)據(jù)作為支撐才能逐一排查，不在本文的研究范圍。如果按照本文的思路方法，螺栓松動問題仍未得到解決，則需要進一步測量緊固件的摩擦系數(shù)、零部件的漆膜厚度、表面粗糙度、安裝尺寸精度和安裝扭矩等參數(shù)是否合格，以及不同批次產(chǎn)品質量的一致性。

1 懸置膠墊緊固螺栓邊界信息

1.1 連接件信息

動力總成懸置膠墊安裝結構是由發(fā)動機懸置支架、發(fā)動機懸置膠墊安裝塊和兩個六角法蘭面螺栓組成。發(fā)動機懸置支架材質：低合金鋼Q345；板厚：10 mm；安裝孔徑：19 mm；表面處理：電泳+黑漆。發(fā)動機懸置膠墊安裝塊材質：鑄鋼ZG310-570；板厚：40 mm；通孔安裝孔徑：內(nèi)螺紋M18。螺栓型號：六角頭螺栓；規(guī)格尺寸：M18×1.5×50；強度等級：10.9；表面處理：達克羅。

1.2 連接副信息

螺栓各向最大載荷：向18 000 N，向18 000 N，向10 000 N。安裝方式：風槍+定扭397～457 N·m。

2 改進前設計校核

2.1 懸置支架螺栓緊固所需要最小預緊力計算

緊固件裝配擰緊時，施加的扭矩被三方面消耗：克服擰緊端面摩擦扭矩；克服螺紋副摩擦扭矩；剩余部分轉化為軸向夾緊力，如圖1所示。根據(jù)能力守恒定律，一定的擰緊扭矩，端面摩擦扭矩、螺紋副摩擦系數(shù)越小，軸向夾緊力越大，則緊固性能好，產(chǎn)品可靠性高；摩擦系數(shù)離散性小，則軸向夾緊力離散性小，有利于裝配扭矩的控制，能夠充分利用緊固件機械性能，降低成本且提高產(chǎn)品的可靠性。

圖1 總扭矩、端面扭矩、螺紋扭矩及夾緊力示意圖

相同擰緊扭矩下，因摩擦條件的不同，扭矩轉化為夾緊力的比例也不同，如表1所示。汽車螺紋連接件一般用控制扭矩的方法緊固，為了達到需要的軸向夾緊力，需要較小且穩(wěn)定（離散性小）的螺紋摩擦系數(shù)。

表1 兩種總摩擦系數(shù)下夾緊力、端面扭矩、螺紋扭矩之間的分配比例表

總摩擦系數(shù)軸向夾緊力占比/%螺紋扭矩占比/%端面扭矩占比/%總扭矩合計/% 0.08(第一種)203545100 0.14(第二種)123949100

由連接件信息中動力總成懸置膠墊外載荷及螺栓位置尺寸，可得

SQ=CB（1）

式中，Q為懸置膠墊螺栓軸方向的橫向交變載荷；C為發(fā)動機懸置支架與發(fā)動機懸置膠墊接觸面摩擦系數(shù)；B為螺栓的需求預緊力；S為考慮接觸面摩擦不穩(wěn)定等的可靠性系數(shù)，一般取1.2～1.5。

在此連接副中，取值C=0.2，S=1.5時，將Q=9 000 N帶入上式中，可得在發(fā)動機懸置螺栓軸方向的橫向交變載荷下，用式（2）計算螺栓所需的最小預緊力Bmin=67.5 kN。

Bmin=SQ/C（2）

2.2 螺栓所提供最小預緊力計算

整理發(fā)動機懸置支架螺栓及相關參數(shù)，螺栓規(guī)格：M18×1.5×50，螺栓強度等級：10.9級，安裝孔徑：h=19 mm，螺距=1.5 mm，六角頭螺栓墊圈面外徑：w=25.34 mm，螺紋中徑：2=?0.649 5=17.026 mm，螺栓屈服強度：0.2=940 MPa，螺栓摩擦系數(shù)：=0.12?0.20（普通達克羅，頂涂不帶摩擦控制潤滑劑），螺栓應力截面積：0= 216 mm2，六角頭螺栓支撐面摩擦扭矩的等效直徑：km=22.32 mm，G為螺紋摩擦系數(shù)；K為支撐面摩擦系數(shù)。

當G=K=Gmax=0.20，擰緊力矩Amin=397 N·m時，見式（3）：

計算螺栓所提供最小預緊力min=89.5 kN，考慮螺栓的衰減，取系數(shù)=0.9，則tmin=min×= 89.5×0.9=80.6 kN。

大于螺栓緊固所需最小預緊力67.5 kN，即螺栓擰緊后能承受發(fā)動機懸置螺栓軸方向的橫向交變載荷。

2.3 被連接件接觸面強度計算

取最大擰緊扭矩Amax=457 N·m，G=K=Gmax=0.12，計算最大預緊力max=165.8 kN，見式（4）：

計算螺栓頭下支撐面最大壓強max=750.9 MPa，見式（5）：

發(fā)動機懸置支架材質為Q345，屈服強度G為345 MPa。螺栓頭下支撐面最大壓強遠大于發(fā)動機懸置支架屈服強度，支架有屈服變形風險。

3 改進方案

3.1 開發(fā)六角法蘭面螺栓

3.1.1被連接件接觸面強度再校核

考慮螺栓頭下支撐面壓強是支架屈服強度的兩倍，通過更改支架材質來增加強度的方法難度較大。如采用六角法蘭面螺栓，則可以顯著增大支撐面面積，從而降低螺栓頭下支撐面壓強。六角頭螺栓墊圈面和六角法蘭面螺栓墊圈面結構如圖2所示。

圖2 六角頭螺栓墊圈面和六角法蘭面螺栓墊圈面結構圖示

六角法蘭面螺栓墊圈面外徑：w=36 mm，六角法蘭面支撐面摩擦扭矩的等效直徑：km= 28.38 mm。重新計算螺栓頭下支撐面最大壓強，用式（5）計算max=199.5 MPa，小于發(fā)動機懸置支架屈服強度345 MPa，支架無屈服變形風險。

3.1.2螺栓所提供最小預緊力再校核

螺栓所提供的最小預緊力，用式（3）計算min=72.8 kN，考慮螺栓的衰減，取系數(shù)=0.9，則tmin=min×=72.8×0.9=65.5 kN。

小于螺栓緊固所需預緊力67.5 kN，即螺栓擰緊后不能承受發(fā)動機懸置螺栓軸方向的橫向交變載荷。

3.2 增大螺栓安裝扭矩

3.2.1螺栓屈服軸力計算

螺栓屈服軸力，見式（6）：

式中，fy為螺栓屈服軸力；P0.2min為螺栓屈服強度900 MPa；螺栓最小截面直徑0=16.592 7 mm；取螺紋摩擦系數(shù)G=0.12，計算屈服軸力fy= 177.7 kN。

3.2.2螺栓安裝扭矩確定

通過螺栓屈服軸力計算相應螺栓屈服扭矩，見式（7）：

（7）

計算螺栓屈服扭矩Amax=554 N·m，此特種車需要極高的可靠性，適當降低螺栓的利用系數(shù)為=0.85，計算其目標扭矩：A=Amax×=554×0.85= 471 N·m。其中，為擰緊過程螺栓屈服點應力的利用系數(shù)，力矩控制擰緊的擰緊力矩在螺栓的彈性范圍內(nèi)，一般取=0.9，如果需要極高的可靠性可適當?shù)慕档汀?/p>

根據(jù)擰緊工具選擇II級精度（±10%），計算發(fā)動機懸置膠墊螺栓最終的安裝扭矩范圍為（471±47）N·m。

4 改進方案再驗證

4.1 被連接件接觸面強度驗證

按最大安裝扭矩518 N·m，用式（5）重新計算螺栓頭下支撐面最大壓強max=226.1 MPa，小于發(fā)動機懸置支架屈服強度345 MPa，支架無屈服變形現(xiàn)象。

4.2 螺栓所提供最小預緊力驗證

按最小安裝扭矩424 N·m，用式（3）再次校核螺栓所提供最小預緊力min=84.1 kN，考慮螺栓的衰減，取系數(shù)=0.9，則tmin=min×=84.1×0.9= 75.7 kN。

大于螺栓緊固所需預緊力67.5 kN，即螺栓擰緊后能承受發(fā)動機懸置螺栓軸方向的橫向交變載荷。

5 試驗驗證

為了測試最終方案六角法蘭面螺栓的緊固效果，同時對比六角頭螺栓和法蘭面螺栓兩種螺栓在不同扭矩下的軸力損失。按照GB/T 10431試驗方法進行振動試驗，試驗設備為緊固件橫向振動試驗機，試驗頻率12.5 Hz，振動次數(shù)3 000次，橫向振動力9 000 N，橫向振幅±1.6 mm，試驗樣件為同批次六角頭螺栓和法蘭面螺栓，以及安裝零部件相同材質墊板，每個編號相應類型螺栓和安裝扭矩樣本數(shù)量為3個，試驗結果取平均值。從試驗結果可以看出，在抗橫向振動方面，法蘭面螺栓在保證最低扭矩條件下，防松能力都很優(yōu)秀，軸力剩余百分比均在92%以上，如果不能保證足夠的初始軸力，軸力也衰減很嚴重。而六角頭螺栓的初始軸力很高，但隨著扭矩的增大，螺栓頭下支撐面壓強增大導致的墊板屈服變形，軸力衰減更快，且三種安裝扭矩下的軸力衰減波動很大，如表2所示。

表2 六角頭螺栓和法蘭面螺栓兩種螺栓在不同扭矩下的軸力損失

樣本編號螺栓類型設定扭矩/(N·m)初始軸力/kN殘余軸力/kN殘余/初始/% 1六角頭螺栓39781.863.978.1 2六角頭螺栓42786.677.389.3 3六角頭螺栓45792.158.563.5 4法蘭面螺栓39765.347.472.6 5法蘭面螺栓45780.575.994.3 6法蘭面螺栓42475.169.292.2 7法蘭面螺栓51891.387.095.3

6 結論

實車更換六角法蘭面螺栓并按計算確定的安裝扭矩進行定扭后，通過5 000 km越野路路試，動力總成懸置膠墊緊固螺栓未再出現(xiàn)松動現(xiàn)象。同時，樣件在橫向振動試驗中的數(shù)據(jù)也能看出本文螺栓松動計算校核和改進方案有效。此案例通過對螺栓的預緊力、安裝扭矩和接觸面強度等進行符合性計算校核和改進，為汽車螺栓松動問題整改提供了一個非常好的解決思路和方法。由于螺栓松動涉及的影響因素很多，如按照本文思路方法，螺栓松動問題仍未得到解決，則需要進一步排查緊固件的摩擦系數(shù)、零部件的漆膜厚度、表面粗糙度、安裝尺寸精度和安裝扭矩等參數(shù)是否合格，以及一致性。

[1] 黃玉亭.重卡驅動橋殼與減速器殼聯(lián)接螺紋防松試驗研究[D].青島:青島理工大學,2012.

[2] 王賡.微車高強度螺栓防松性能的研究及分析[D].武漢:武漢理工大學,2015.

[3] 李維榮.螺紋緊固件防松技術和試驗方法研究[D].合肥:合肥工業(yè)大學,2005.

[4] 徐阿玲,竇志偉.防松螺紋技術的應用研究[J].航空標 準化與質量,2009(3):17-19.

[5] 張敬華.工程機械螺栓防松脫的研究[D].濟南:山東大學,2016.

[6] 機械工業(yè)部機械科學研究院.螺紋緊固件應力截面積和承載面積:GB/T 16823.1－1997[S].北京:中國標準出版社,1997.

[7] 機械工業(yè)部機械科學研究院.螺紋緊固件緊固通則: GB/T 16823.2－1997[S].北京:中國標準出版社,1997.

[8] 全國緊固件標準化技術委員會.緊固件橫向振動試驗方法:GB/T 10431－2008[S].北京:中國標準出版社,1997.

Design Improvement of a Power Assembly Mount Rubber Cushion Bolt Loosening

HUANG Xianke

( Anhui Jianghuai Automobile Group Company Limited, Hefei 230601, China )

Bolt looseness is a difficult problem in automobile reliability, which often troubles automobile designers. In this paper, the pre-tightening force, mounting torque and contact surface yield strength of the bolts are calculated and checked by technical cooperation with fastener manufacturers. According to the problems of the contact surface of the suspension bracket, such as the risk of yield collapse and the lack of the pre-tightening force of the bolts, the corresponding improvement schemes are made respectively, and the range of the mounting torque of the fastening bolt is finally determined, to meet the requirements of mounting rubber pad pre-tightening force. The mounting torque determined by the calculation method in this paper is fixed, and after fastener lateral vibration test and cross-country road test, the mounting rubber pad fastening bolts of powertrain mount do not loose again, it can be seen that the bolt loosening calculation check and improvement program is effective. In this paper, the pre-tightening force, mounting torque and the strength of the contact surface of the bolts are calculated and improved, which provides a very good solution to the problem of automotive bolt loose ideas and methods.

Bolt looseness;Pre-tightening force; Mounting torque; Yield strength

U464

A

1671-7988(2023)12-80-05

黃先科（1983－），男，工程師，研究方向為發(fā)動機匹配應用和懸置系統(tǒng)設計，E-mail:283374752@qq.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.012.016