梁鵬 王迪 周志成

（比亞迪汽車工業(yè)有限公司 汽車工程研究院，深圳518118）

1 前言

緊固件斷裂是一種非常嚴(yán)重的失效形式，當(dāng)緊固件力學(xué)性能不足或材料存在組織缺陷時，易造成使用過程中斷裂。現(xiàn)階段由于緊固件廠家的技術(shù)提升以及生產(chǎn)工藝的成熟，因材料本身原因?qū)е碌臄嗔咽г絹碓缴?，而由于緊固力不足使緊固件先發(fā)生松動繼而出現(xiàn)斷裂的現(xiàn)象卻在行業(yè)內(nèi)已成為一個嚴(yán)峻的問題。在汽車制造領(lǐng)域，當(dāng)緊固件松動時，可能會形成部件之間的摩擦異響，若緊固件斷裂，造成被連接件分離，可能會帶來嚴(yán)重的交通事故。某車型電池包通過緊固件與支架進(jìn)行連接，運(yùn)營過程中發(fā)現(xiàn)其中一顆螺栓斷裂，其余螺栓發(fā)生嚴(yán)重松動，初步懷疑原裝配工藝防松效果差導(dǎo)致。結(jié)合失效分析手段，研究了緊固件裝配可靠性的各種影響因素之間的關(guān)系，提出一種裝配工藝的正向開發(fā)流程，為其他關(guān)鍵緊固件連接副的設(shè)計提供了參考。

2 緊固件工作原理

使用緊固件目的是將2個及以上零部件緊固在一起，其功能實現(xiàn)的關(guān)鍵是被連接件之間的夾緊力，用以保證抵抗外部各向載荷，防止連接件的松動。夾緊力來源于螺栓和被緊固件的形變產(chǎn)生的彈力，因此目標(biāo)是得到足夠的夾緊力，而不是常見的扭矩。預(yù)緊之后，緊固件會產(chǎn)生彈性變形，夾緊力過大會使螺栓發(fā)生塑性變形甚至直接被拉斷，或被連接件表面壓潰嚴(yán)重，夾緊力過小不能提供足夠的預(yù)緊作用，因此需要在使用時對連接副進(jìn)行合理的設(shè)計。夾緊力在實際工程使用中很難直接控制，一般通過控制其他參數(shù)來控制夾緊力，最常見的就是控制裝配力矩，如扭矩法[1]，它是一種常規(guī)的擰緊方法，利用扭矩與預(yù)緊力的線性關(guān)系在螺栓彈性范圍內(nèi)進(jìn)行緊固的一種方法，以扭矩的大小表征預(yù)緊力，其運(yùn)用起來方便簡單，大多數(shù)零部件連接均采用該法，但由于精度不高導(dǎo)致擰緊質(zhì)量達(dá)不到滿意效果，若要保證較高的擰緊精度，還有扭矩-轉(zhuǎn)角法、屈服點(diǎn)控制法等多種裝配方式，運(yùn)用在發(fā)動機(jī)、電機(jī)等重要部件中。

3 緊固件裝配工藝設(shè)計思路

3.1 裝配扭矩與夾緊力的關(guān)系

扭矩法通過扭矩對夾緊力進(jìn)行控制，受螺紋參數(shù)規(guī)格、摩擦系數(shù)等影響，根據(jù)德國VDI 2230：2003高強(qiáng)度螺栓連接系統(tǒng)計算標(biāo)準(zhǔn)[2]，扭矩與夾緊力的關(guān)系見式（1）：

式中，T為總扭矩，P為螺距，F(xiàn)0為夾緊力，μs為螺紋摩擦系數(shù)，d2為螺紋中徑，β為螺紋升角，μw為螺栓承面摩擦系數(shù)，Dw為螺栓摩擦面外徑，Dki為螺栓摩擦面內(nèi)徑。

在實際使用過程中，螺栓表面生銹、沾有潤滑油、螺紋接觸面存在異物、螺紋磕傷、螺紋精度不足均會對緊固件的夾緊力造成影響。

3.2 裝配工藝開發(fā)流程

緊固件裝配工藝在開發(fā)時，還需要考慮如擰緊工具的選用、裝配程序、摩擦系數(shù)值、被連接件結(jié)構(gòu)設(shè)計合理性、擰緊工藝的可靠性等影響因素，開發(fā)過程可遵循以下流程：

a.載荷提取及計算。載荷是指實際車輛在行駛過程，部件受到的外力大小，以緊固件為受力目標(biāo)，外部載荷分類為X、Y、Z三向受力，通過路譜采集或動力學(xué)計算所需軸向最小夾緊力；

b.緊固件選型，結(jié)構(gòu)件設(shè)計。根據(jù)載荷大小對緊固件進(jìn)行選型，由螺栓材料性能計算螺栓可承受最大拉力，確定螺栓預(yù)緊情況和工作載荷，通過摩擦系數(shù)計算螺栓連接中的殘余預(yù)緊力，確定連接緊密性，擰緊力矩，結(jié)構(gòu)件參數(shù)，通過緊固件的保證載荷和最大應(yīng)力來評估緊固件是否滿足設(shè)計，或當(dāng)前情況是否充分發(fā)揮緊固件性能；

c.零部件臺架、整車路試驗證。將仿真計算結(jié)果用于試驗，分析仿真和試驗結(jié)果的差別，若誤差較大，尋找關(guān)鍵影響因素，對緊固件進(jìn)行摩擦系數(shù)試驗抽查，模擬裝配制定初始擰緊扭矩，在評價時可通過扭矩或夾緊力進(jìn)行數(shù)據(jù)跟蹤；

d.確定工藝，裝配生產(chǎn)。經(jīng)耐久工況試驗后，剩余扭矩或夾緊力衰減值若滿足要求，可釋放工藝，車間在進(jìn)行裝配時，需要嚴(yán)格遵守擰緊工序，必要時可使用擰緊軸提高擰緊精度。

4 某車型電池包緊固件失效

4.1 失效特征

某車型電池包通過螺栓與鋼制支架進(jìn)行連接，所用螺栓規(guī)格為M10×1.5，10.9級，支承面帶齒，表面達(dá)克羅處理，裝配工藝為扭矩法，安裝扭矩45 N·m，采用人工手動擰緊。對售后線下車輛進(jìn)行電池包可靠性檢查時，發(fā)現(xiàn)其中一顆螺栓出現(xiàn)斷裂，其余未斷裂螺栓漆標(biāo)未動，但實際已發(fā)生較為嚴(yán)重的松動（拆卸過程松動扭矩極小，個別螺栓可通過手?jǐn)Q卸松）。從扭矩的衰減理論可知[3]，主要為預(yù)緊軸力不足、多次小能量沖擊、支架局部塑性變形3種因素。對零部件觀察后基本可判斷前兩種因素影響較大。對斷裂的螺栓觀察宏觀斷口，表面隱約存在貝紋條線，具有剪切疲勞斷裂特征，說明螺栓是先產(chǎn)生的松動繼而造成橫向斷裂。通過以上分析，可判斷原有裝配工藝存在螺紋可靠性不足、防松性差的缺點(diǎn)，因此需要對緊固件的設(shè)計和裝配進(jìn)行重新設(shè)計和驗證。

4.2 金相組織及硬度結(jié)果

失效螺栓基體組織為回火索氏體，熱處理工藝正常；螺牙表面未脫碳，未存在折疊缺陷，牙底無顯微裂紋。螺栓硬度為340、342、342 HV10，符合10.9級螺栓硬度要求。

5 裝配工藝分析

根據(jù)裝配工藝的開發(fā)流程，根據(jù)工位載荷核算扭矩夾緊力，經(jīng)試驗充分驗證，最終確認(rèn)方案，對連接副進(jìn)行系統(tǒng)裝配工藝分析。

5.1 理論夾緊力計算

5.1.1 荷載提取

連接副所受載荷可通過不同的途徑獲取，如實際路譜采集或仿真計算得到，本例中采用VPG仿真，將模型仿真加載在激光掃描出的某路況中進(jìn)行，提取動力載荷，得出受力分別為X向切向載荷945~5 727 N，Y向切向載荷-830~1 061 N，Z向軸向載荷-330~648 N。

5.1.2 夾緊力校核

依據(jù)VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)所述理論方法對連接副進(jìn)行矢量三角形受力分析如圖1所示，其中，F(xiàn)0為預(yù)緊力；F為工作載荷；F1為殘余預(yù)緊力；F2為螺栓承受工作載荷時的總拉力；ΔF為使螺栓伸長Δλ所需要的力；λb為預(yù)緊時螺栓伸長量；Δλ為承受工作載荷時螺栓相對預(yù)緊時螺栓的伸長量/被連接件相對預(yù)緊時的恢復(fù)量；λm為預(yù)緊時被連接件的壓縮量?？v坐標(biāo)代表緊固件及被連接件受力，橫坐標(biāo)代表伸長和壓縮變形。

圖1 連接副受力分析

a.自定義殘余預(yù)緊力F1。為保證連接的緊密性，應(yīng)使殘余預(yù)緊力F1＞0，通常F1=（1.5~1.8）F，F(xiàn)為提取的動力載荷三向受力經(jīng)計算后的最大合力（軸向），即理論最大殘余預(yù)緊力F1=1.8×500=900N。

b.受載時被連接件回彈引起的夾緊力損失FS。

式中，Cb為螺栓剛度；Cm為被連接件剛度，計算方法如下。

螺栓剛度，由于整個螺栓桿身的橫截面積并不是均勻的，可通過假設(shè)螺栓桿身分成幾段，每段伸長量的總和等于螺栓的總伸長量λtotal，即Cb=F/λtotal，常用計算公式如下。

式中，EB為螺栓材料的彈性模量；Ai為每一段橫截面積；Li為每一段長度。

被連接件剛度：由于支架平面尺寸遠(yuǎn)高于緊固件支承面積，視為平板狀態(tài)，計算公式如下。

式中，Ec為被連接件材料的彈性模量；Lc為被連接件的總厚度，d0為支承面外徑，dh為孔內(nèi)徑。

c.抗滑動所需預(yù)緊力F0。要使被連接件不發(fā)生相對滑動，需滿足以下要求。

式中，w為切向工作載荷，可從X向和Y向載荷最大取整；μ為接觸面摩擦系數(shù)，參考VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)中兩種相應(yīng)材料之間的摩擦系數(shù)范圍，取中間值為0.18，n為接觸面數(shù)量；F0為軸向夾緊力。

5.2 松動影響因素工藝分析

5.2.1 初始裝配扭矩及摩擦系數(shù)分析

對所用緊固件進(jìn)行摩擦系數(shù)測試，為同時摸底原裝配扭矩所產(chǎn)生的夾緊力大小，試驗中應(yīng)保證螺栓支承面摩擦和螺紋摩擦與實際一致，即通過對支架進(jìn)行切割取樣，取其表面作為與螺栓支承面相互摩擦的面，固定端則使用實際螺母。試驗使用臥式螺栓摩擦系數(shù)試驗機(jī)，以原裝配扭矩45 N·m為試驗切斷值，對同一批次5個樣件進(jìn)行檢測，結(jié)果見表1，原裝配扭矩下產(chǎn)生的夾緊力均不足10 kN，遠(yuǎn)小于35.367 7 kN的理論預(yù)緊力，這是由于扭矩系數(shù)和摩擦系數(shù)偏高，特別是端面摩擦力消耗了更多的裝配扭矩，導(dǎo)致實際夾緊力處于較低水平，故在使用過程中極易發(fā)生緊固件松動。

表1 摩擦系數(shù)試驗結(jié)果

5.2.2 緊固件結(jié)構(gòu)分析

所用螺栓支承面帶齒，為防止螺栓直接對被連接件造成破壞，與墊片配合，該方案要求擰緊時承面鋸齒能夠嵌入墊片中,從而起到更好的防松作用，本例中存在以下3個問題。

a.原裝配工藝產(chǎn)生的夾緊力過小，螺栓嵌入力不夠，鋸齒壓痕深度淺，螺栓與墊片形成線接觸而非面接觸，防松性差；

b.嘗試提高裝配扭矩，由于墊片硬度不足，表面劃傷嚴(yán)重，嵌入式損耗增加，導(dǎo)致螺栓彈性伸長量的減少，在使用后期不利于防松；

5.2.3 被連接件結(jié)構(gòu)分析

電池包承重結(jié)構(gòu)采用一體式焊接支架，即所有的螺栓孔位于同一個長條支架上，支架厚度較薄，平整度起伏較大，導(dǎo)致緊固后電池包與支架存在間隙。正因如此，手動按照一定順序擰緊之后，螺栓之間擰緊前后差異性較大，后擰緊的螺栓對先擰緊的螺栓有較大干涉。此外，考慮裝配公差，經(jīng)測量支架通孔直徑為Φ20 mm，而螺栓法蘭面直徑較小，雖可使用墊圈來保證接觸面，但由于螺栓公稱直徑（M10）與通孔直徑相差較大，造成各支架通孔的接觸區(qū)域不一致，裝配質(zhì)量存在不穩(wěn)定，說明零部件在設(shè)計時過于偏向裝配公差而沒有考慮精準(zhǔn)裝配。

5.2.4 夾緊長度分析

螺栓經(jīng)電池包支架通孔穿過，另一端利用螺母旋緊，支架為碳鋼鈑金，螺栓有效夾緊長度（螺栓支承面到與螺母旋合第一扣螺紋之間距離）僅為8.4 mm，根據(jù)相關(guān)理論[4]，當(dāng)螺栓主要承受剪切載荷時，頭部支承面存在臨界滑動量S滑，S滑主要由兩部分組成，一是螺栓在內(nèi)螺紋中的傾斜引起的螺栓頭部位移S1，二是支承面上的摩擦力使螺栓彎曲引起的螺栓頭部位移S2。

式中，ΔT為擰緊后內(nèi)外螺紋在與螺栓軸線垂直的方向上相對移動的允許間隙；LC為被聯(lián)接件厚度（可視為夾緊長度）；Leng為螺紋旋合長度；F0為軸向預(yù)緊力；μws為支承面上側(cè)向滑動時的摩擦系數(shù)；EB為螺栓材料的彈性模量；IB為螺栓橫截面的慣性矩。

當(dāng)S滑過小，松動敏感性增加，導(dǎo)致系統(tǒng)防松性能差，從上式可知，LC越小，連接副更易發(fā)生松動，從本例來看，僅靠兩塊較薄的鈑金作為部件進(jìn)行連接，勢必會因夾緊長度過短帶來防松效果不佳。

5.3 緊固件參數(shù)設(shè)定和扭矩計算

考慮緊固件主要為松動失效，而非強(qiáng)度不足導(dǎo)致的頸縮斷裂，故在重新選型時可不作改變，仍使用M10×1.5，10.9級螺栓，承面帶齒，考慮孔徑的差異，對墊圈強(qiáng)度做一定要求，保證支承面摩擦系數(shù)穩(wěn)定（擰緊過程墊圈不能發(fā)生跟轉(zhuǎn)）。

其它相關(guān)參數(shù)：外螺紋-內(nèi)螺紋配合材料取鋼-鋼（6h-6H），摩擦系數(shù)規(guī)限定范圍0.08~0.14，螺紋牙根寬度1.305 mm，螺紋牙工作高度0.812，螺紋載荷平均系數(shù)0.5，內(nèi)外螺紋材料許用彎曲應(yīng)力720 MPa，內(nèi)外螺紋材料許用切應(yīng)力360 MPa，螺紋副旋合計算深度6 mm，結(jié)合夾緊力校核結(jié)果，經(jīng)計算后，采用扭矩法，裝配扭矩約95 N·m。

5.4 試驗驗證

仿真計算結(jié)果作為一種參考，需要經(jīng)試驗充分驗證，試驗方法選用零部件臺架振動試驗和整車路試試驗，評價方法采用殘余扭矩和超聲波夾緊力測試試驗。

企業(yè)的全面預(yù)算管理是一個參考點(diǎn)，為未來企業(yè)的經(jīng)濟(jì)利潤和績效評估提供依據(jù)，在企業(yè)績效評價中具有一定的承上啟下的作用，通過綜合全面的預(yù)算，能夠及時發(fā)現(xiàn)企業(yè)經(jīng)營中出現(xiàn)的弊端和財務(wù)管理中的不足，提醒企業(yè)的管理者，時刻關(guān)注市場的變化，一旦出現(xiàn)問題能夠及時的解決，并且能夠反映企業(yè)在一個時間段真實的企業(yè)發(fā)展?fàn)顩r。

5.4.1 臺架振動試驗評價

將電池包整個系統(tǒng)部件按照設(shè)計結(jié)果（優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)設(shè)計、摩擦系數(shù)、裝配扭矩等）置于振動臺，振動參數(shù)輸入值依據(jù)路普采集數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)置，試驗方案為將螺栓手動按順序逐個打緊至目標(biāo)力矩（95±5）N·m，靜止15 h后，進(jìn)行切向振動試驗，直至試驗21 h后進(jìn)行結(jié)果評價。

利用超聲波夾緊力測試設(shè)備，每隔一段時間對振動過程中連接副的夾緊力值進(jìn)行測試，從結(jié)果來看，由于支架本身平整度以及緊固順序產(chǎn)生的各種干涉原因，導(dǎo)致初始裝配夾緊力存在一定差異，介于27～42 kN之間，而設(shè)計值35 kN位于其區(qū)間中位數(shù)，基本符合。裝配后靜置15 h，零部件平衡各個位置的受力，由于應(yīng)力釋放，夾緊力出現(xiàn)小幅衰減，振動過程夾緊力處于穩(wěn)定階段，未出現(xiàn)大幅下滑。試驗結(jié)束后，對連接副進(jìn)行殘余扭矩試驗（圖2、圖3），從結(jié)果看扭矩變化不大，且總體保持在一定水平，結(jié)合漆標(biāo)未出現(xiàn)明顯錯位的現(xiàn)象，說明連接副在振動試驗中沒有出現(xiàn)扭矩和夾緊力的嚴(yán)重衰退。

圖2 振動試驗中夾緊力變化

圖3 振動試驗后殘余扭矩變化

5.4.2 整車路試試驗評價

由于振動試驗為純切向振動，無其他應(yīng)力參與，與實際道路試驗存在一定區(qū)別，軸向力的變化可做參考[5]，需要將電池包及支架按照設(shè)計的裝配工藝固定在整車中進(jìn)行路試試驗，道路工況根據(jù)相關(guān)要求進(jìn)行，每隔一定里程對夾緊力做一次測試（圖4），從結(jié)果可知，在實際道路試驗中電池包支架連接副具有良好抵抗外部載荷的能力，沒有發(fā)生明顯的衰減，說明該裝配工藝的設(shè)計方案滿足零部件可靠性要求。

圖4 整車路試試驗中夾緊力變化

6 連接副結(jié)構(gòu)優(yōu)化

從以上結(jié)果可知，前期由于零部件的原因加上擰緊方法為扭矩法，導(dǎo)致初始裝配夾緊力存在散差，結(jié)果雖符合使用要求，但仍需從結(jié)構(gòu)上進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化，可分為以下3個方案。

a.一體化支架，需改善支架平整度，緊固件按順序預(yù)擰緊后，根據(jù)平整度觀察是否有接觸面異常，提高裝配一致性，減小螺栓裝配順序的干涉，降低個別螺栓“未打緊”的潛在風(fēng)險。

b.在保證裝配公差的同時，盡量減小緊固件與孔位的尺寸差距，采用大墊片，可以起到更好的防松效果，也可避免支架局部發(fā)生壓潰。

c.承重支架更改為獨(dú)立支架，可以有效避免因擰緊順序?qū)е碌木o固效果相干涉的影響。由于該點(diǎn)在受載時主要承受切向力，原設(shè)計方案存在夾緊長度過短的缺陷，因此可采取措施增加夾緊長度，如設(shè)計背焊螺母，在螺母與車架之間增加一定厚度壓條，對于抵抗松動具有明顯的效果。

7 結(jié)論

綜上所述，本例中電池包支架連接副松動，主要原因為裝配扭矩設(shè)計不合理，緊固件摩擦系數(shù)較高導(dǎo)致夾緊力嚴(yán)重不足、連接副設(shè)計不合理所致，從裝配可靠性出發(fā)，根據(jù)實際受載情況對夾緊力進(jìn)行了校核，重新定義緊固件參數(shù)和裝配扭矩，提出了一種新的裝配工藝開發(fā)流程。

a.從VPG提取仿真動力載荷，作為連接副受力的計算；

b.對夾緊力進(jìn)行校核，計算殘余預(yù)緊力、受載時損失的夾緊力、抗滑動所需預(yù)緊力F0，使仿真結(jié)果滿足預(yù)緊要求；

c.利用相關(guān)試驗對仿真計算結(jié)果進(jìn)行驗證，電池包支架系統(tǒng)總成經(jīng)臺架振動試驗和整車道路試驗后，夾緊力及殘余扭矩未出現(xiàn)明顯衰減，零部件可靠性得到有效提高。

d.對連接副做了改善要求，如支架平整度、相關(guān)尺寸偏差修正、或采用獨(dú)立支架的連接副，以及重新調(diào)整連接副的夾緊長度，將進(jìn)一步減小松動敏感因素，帶來更好的裝配質(zhì)量。

扭矩開發(fā)過程中，夾緊力是一個非常重要的產(chǎn)品設(shè)計參數(shù)輸入，根據(jù)夾緊力的要求，進(jìn)行扭矩的開發(fā)設(shè)計。以上所提出的緊固件裝配工藝正向開發(fā)流程合理，可充分發(fā)揮緊固件機(jī)械性能，防止工藝盲目借用的錯誤思想，從仿真到試驗均對結(jié)果進(jìn)行了驗證和評價，對其他關(guān)鍵緊固件的裝配具有一定的指導(dǎo)作用。