螺栓松动作为汽车可靠性问题中的一个难题，经常困扰着汽车设计人员。文章将针对一款动力总成悬置胶垫螺栓松动问题，通过与紧固件厂家技术合作，对螺栓预紧力、安装扭矩和接触面进行计算校核。并针对计算发现的悬置支架接触面存在的屈服压溃风险及螺栓预紧力不足等问题，分别制定了相应的整改方案，最终确定了此悬置紧固螺栓的安装扭矩范围，满足悬置胶垫紧固预紧力要求。根据文章计算方式确定的安装扭矩进行定扭后，通过紧固件横向振动试验和越野路路试，动力总成悬置胶垫紧固螺栓未再出现松动现象，能够准确的看出文中螺栓松动计算校核和改进方案有效。文中案例通过对螺栓预紧力、安装扭矩和接触面屈服强度等进行符合性计算校核和改进，为汽车螺栓松动问题整改提供了一个非常好的解决思路和方法。
某特种车动力总成悬置胶垫在试验场越野路路试验证过程中，多次出现螺栓松动问题，极度影响车辆的可靠性。此特种车需要通过较为苛刻的松软、湿滑、不平地面和地形障碍等，并能很好地兼顾公路行驶和越野行驶要求。既可行驶于铺装路面，也可行驶于丘陵山路、乡村土路和无路地区。其中无路地区包括丛林、起伏、泥泞、岸滩、沙漠、积雪和水障等，工况较一般车辆严苛很多。
与紧固件厂家技术交流，螺栓松动的影响因素有很多，包括装配时拧紧力矩不足、螺栓型号强度等级、螺纹啮合长度、连接件表面处理状态等。如果紧固件方面的问题，仅采用实车路试的办法来进行验证，会存在很大的不确定性和偶然性，严重影响项目进度。如果能在产品设计阶段就对紧固件的选择进行计算确认，将大大降低螺栓松动的概率。
本文的研究内容主要排查螺栓选型和扭矩确定方面的问题，这一些因素主要在产品设计阶段确定，依照产品所需预紧力，计算提供预紧力、安装扭矩和接触面强度是不是满足要求。由于螺栓松动涉及的影响因素很多，且很多影响因素要专业的测试设备、特制的样本和大量的测量数据作为支撑才能逐一排查，不在本文的研究范围。如果按照本文的思路方法，螺栓松动问题仍未得到解决，则要进一步测量紧固件的摩擦系数、零部件的漆膜厚度、表面粗糙度、安装尺寸精度和安装扭矩等参数是不是合格，以及不同批次产品质量的一致性。
动力总成悬置胶垫安装结构是由发动机悬置支架、发动机悬置胶垫安装块和两个六角法兰面螺栓组成。发动机悬置支架材质：低合金钢Q345；板厚：10 mm；安装孔径：19 mm；表面处理：电泳+黑漆。发动机悬置胶垫安装块材质：铸钢ZG310-570；板厚：40 mm；通孔安装孔径：内螺纹M18。螺栓型号：六角头螺栓；规格尺寸：M18×1.5×50；强度等级：10.9；表面处理：达克罗。
紧固件装配拧紧时，施加的扭矩被三方面消耗：克服拧紧端面摩擦扭矩；克服螺纹副摩擦扭矩；剩余部分转化为轴向夹紧力，如图1所示。根据能力守恒定律，一定的拧紧扭矩，端面摩擦扭矩、螺纹副摩擦系数越小，轴向夹紧力越大，则紧固性能好，产品可靠性高；摩擦系数离散性小，则轴向夹紧力离散性小，有利于装配扭矩的控制，能够充分利用紧固件机械性能，降低成本且提高产品的可靠性。
相同拧紧扭矩下，因摩擦条件的不同，扭矩转化为夹紧力的比例也不同，如表1所示。汽车螺纹连接件一般用控制扭矩的方法紧固，为了达到需要的轴向夹紧力，需要较小且稳定（离散性小）的螺纹摩擦系数。
式中，Q为悬置胶垫螺栓轴方向的横向交变载荷；C为发动机悬置支架与发动机悬置胶垫接触面摩擦系数；B为螺栓的需求预紧力；S为考虑接触面摩擦不稳定等的可靠性系数，一般取1.2～1.5。
在此连接副中，取值C=0.2，S=1.5时，将Q=9 000 N带入上式中，可得在发动机悬置螺栓轴方向的横向交变载荷下，用式（2）计算螺栓所需的最小预紧力Bmin=67.5 kN。
整理发动机悬置支架螺栓及相关参数，螺栓规格：M18×1.5×50，螺栓强度等级：10.9级，安装孔径：h=19 mm，螺距=1.5 mm，六角头螺栓垫圈面外径：w=25.34 mm，螺纹中径：2=−0.649 5=17.026 mm，螺栓屈服强度：0.2=940 MPa，螺栓摩擦系数：=0.12−0.20（普通达克罗，顶涂不带摩擦控制润滑剂），螺栓应力截面积：0= 216 mm2，六角头螺栓支撑面摩擦扭矩的等效直径：km=22.32 mm，G为螺纹摩擦系数；K为支撑面摩擦系数。
大于螺栓紧固所需最小预紧力67.5 kN，即螺栓拧紧后能承受发动机悬置螺栓轴方向的横向交变载荷。
发动机悬置支架材质为Q345，屈服强度G为345 MPa。螺栓头下支撑面最大压强远大于发动机悬置支架屈服强度，支架有屈服变形风险。
考虑螺栓头下支撑面压强是支架屈服强度的两倍，通过更改支架材质来增加强度的方法难度较大。如采用六角法兰面螺栓，则可以显著增大支撑面面积，从而降低螺栓头下支撑面压强。六角头螺栓垫圈面和六角法兰面螺栓垫圈面结构如图2所示。
六角法兰面螺栓垫圈面外径：w=36 mm，六角法兰面支撑面摩擦扭矩的等效直径：km= 28.38 mm。重新计算螺栓头下支撑面最大压强，用式（5）计算max=199.5 MPa，小于发动机悬置支架屈服强度345 MPa，支架无屈服变形风险。
小于螺栓紧固所需预紧力67.5 kN，即螺栓拧紧后不能承受发动机悬置螺栓轴方向的横向交变载荷。
计算螺栓屈服扭矩Amax=554 N·m，此特种车需要极高的可靠性，适当降低螺栓的利用系数为=0.85，计算其目标扭矩：A=Amax×=554×0.85= 471 N·m。其中，为拧紧过程螺栓屈服点应力的利用系数，力矩控制拧紧的拧紧力矩在螺栓的弹性范围内，一般取=0.9，如果需要极高的可靠性可适当的降低。
根据拧紧工具选择II级精度（±10%），计算发动机悬置胶垫螺栓最终的安装扭矩范围为（471±47）N·m。
按最大安装扭矩518 N·m，用式（5）重新计算螺栓头下支撑面最大压强max=226.1 MPa，小于发动机悬置支架屈服强度345 MPa，支架无屈服变形现象。
大于螺栓紧固所需预紧力67.5 kN，即螺栓拧紧后能承受发动机悬置螺栓轴方向的横向交变载荷。
为了测试最终方案六角法兰面螺栓的紧固效果，同时对比六角头螺栓和法兰面螺栓两种螺栓在不同扭矩下的轴力损失。按照GB/T 10431试验方法进行振动试验，试验设备为紧固件横向振动试验机，试验频率12.5 Hz，振动次数3 000次，横向振动力9 000 N，横向振幅±1.6 mm，试验样件为同批次六角头螺栓和法兰面螺栓，以及安装零部件相同材质垫板，每个编号相应类型螺栓和安装扭矩样本数量为3个，试验结果取平均值。从试验结果可以看出，在抗横向振动方面，法兰面螺栓在保证最低扭矩条件下，防松能力都很优秀，轴力剩余百分比均在92%以上，如果不能保证足够的初始轴力，轴力也衰减很严重。而六角头螺栓的初始轴力很高，但随着扭矩的增大，螺栓头下支撑面压强增大导致的垫板屈服变形，轴力衰减更快，且三种安装扭矩下的轴力衰减波动很大，如表2所示。
实车更换六角法兰面螺栓并按计算确定的安装扭矩进行定扭后，通过5 000 km越野路路试，动力总成悬置胶垫紧固螺栓未再出现松动现象。同时，样件在横向振动试验中的数据也能看出本文螺栓松动计算校核和改进方案有效。此案例通过对螺栓的预紧力、安装扭矩和接触面强度等进行符合性计算校核和改进，为汽车螺栓松动问题整改提供了一个非常好的解决思路和方法。由于螺栓松动涉及的影响因素很多，如按照本文思路方法，螺栓松动问题仍未得到解决，则需要进一步排查紧固件的摩擦系数、零部件的漆膜厚度、表面粗糙度、安装尺寸精度和安装扭矩等参数合不合格，以及一致性。
