目前，在新开发供应商的零部件时,设计人员更多考虑替换零部件位置空间和连接孔位是否正确，对紧固方案多参照过去车型或按照经验数据选取螺栓尺寸和紧固扭矩值,设计人员最担心的是扭不紧、滑牙和螺栓疲劳断裂，往往忽略考虑扭矩大小对被连接件结构、材料强度因素可能造成对被连接件功能失效的影响。
1、扭矩地确定流程
扭矩法是利用扭紧与夹紧的线性关系在弹性区进行紧固控制的一种方法，该方法只对一个确定的紧固扭矩进行控制，一般主机厂对扭矩地确定流程如图1所示，具体步骤如下。
图1 拧矩的确定流程
1.1 紧固件规格选型
根据强度理论和合适的安全系数，选择螺栓的强度和尺寸，合理选择标准件规格，尽量选择国标件，减少非标件的使用。大部分主机厂都是根据供应商的结构来选择螺栓的规格。
1.2 预紧力计算、选择
根据产品紧固场合、设计要求、工作载荷及联接要求等综合因素计算出理论预紧力值。简单的螺栓连接可以通过分析连接部位的受力，通过经验公式计算螺栓承受的工作载荷或查询相关标准推荐的预紧力。复杂的受力情况通过专业仿真软件建模和动力学仿真,得到螺栓的最大工作载荷。
1.3 空间校核
校核连接场合是否满足标准件的装配性。
1.4 紧固扭矩计算、选择
紧固扭矩与预紧力、紧固件规格、螺纹副连接的摩擦系数、润滑情况、螺纹直径大小和连接件本身的结构.强度相关。对于一般汽车紧固连接扭矩，部分设计人员选用依据沿用汽车行业推荐性标准QC/T518-2007《汽车用螺纹紧固件紧固扭矩》,这个标准已被QC/T518-2013标准取代, QC/T518-2007中列出相应规格及性能等级的螺栓紧固扭矩值，如表1.QC/T518-2013标准已删除了这个参考扭矩值，修改了扭矩系数K的规定，增加了不同螺纹摩擦系数下预紧力的最大值的推荐值，增加了最大紧固扭矩的计算，更多强调设计者应根据相应装配条件和连接件本身的参数合理设计紧固扭矩值。
表1 常用未注螺栓、螺母紧固扭矩值（K1=0.666）
1.5 初始紧固扭矩
根据计算值进行圆整,确定初始螺栓扭矩值。
1.6 试验验证
设计人员制定试验大纲，新车型–般需要进行3万公里的可靠性试验，每2000公里对扭矩进行测量,不能出现松动开裂、被连接件功能异常等问题。
2、案例分析
所述案例是一起典型的因紧固扭矩设置不当造成连接件功能障碍的案例，设计人员在试安装新的供应商空调压缩机时，动态扭矩和静态扭矩安装正常，但在测试空调时出现了压缩机异响现象。为了查找原因,进行了一系列的分析、试验。
压缩机的结构性能参数如表2，该结构为活塞式、壳体分段铸造，而原供货厂家的压缩机为旋涡式壳体整体铸造。拆开故障零件发现吸盘、斜盘活塞磨损严重螺栓安装面挤压严重,缸体变形,离合吸盘斜盘、活塞磨损,如图2所示。
表2 压缩机结构参数
图2 压缩机拆解故障件图
2.1设计人员对螺栓紧固扭矩的确定过程
（1）紧固件螺栓选型
根据供应商安装孔径尺寸Ф11，确定M10螺栓、8.8级、镀锌。
（2）预紧力的计算
对连接部位进行受力分析，压缩机安装位置如图3所示。
图3 压缩机安装图
压缩机由 4 颗螺栓固定连接支架上，压缩机缸体只存在螺栓预紧力的作用，根据 QC/T518-2013，取螺纹摩擦系数为0.15，最大预紧Ffmax为27800N.
（3）扭矩的设定值
依据 QC/T518-2013 公式最大扭矩Tfmax=KFfmax，Tf为紧固扭矩，Ffmax为预紧力，d为外螺纹大径基本尺寸，K为扭矩系数，有关参数取值如表3所列。
表3 螺栓基本参数表
Tfmax=Kfmaxd=0.235x27800x0.012=78 N.m,最小扭矩Tfmin=K1xTfamx, K1为扭矩比，按普通的II级拧紧精度,K1为0.666,Tfmin = 0.666 x78= 52N.m,最终确定设定值52 N.m,最小预紧力Ffmin=27800 x 0.666= 18514.8 N.
2.2原因分析
2.2.1强度分析
螺栓所承受的预紧应力,= F/A,, A,为应力截面积，查询GB/T3098.1 M10应力截面积为51.9mm’,αn =18514.8/51.9=356.7MPa ,M10 8.8级屈服强度σn2= 640 MPa,安全系数S=σo/σ,=1.79，一般安全系数≥1.3螺栓所受载荷都是安全的,螺栓最大预紧力不会出现屈服变形。
压缩机所承受的预紧应力与螺栓所受应力相同，为356.7MPa,根据供应商提供的检测 告,压缩机合金铝的拉伸强度203.4MPa,由于铝合金强度低于预紧应力，压缩机缸体存在被挤压的风险。
检测压缩机冷热态扭矩变化。在经过30min的空调道路试验后扭矩检测值如表4所列，扭矩不是衰减了，而是有明显增加,说明压缩机铝机体受力过大后受热膨胀影响较大。
表4 螺栓冷动、热态扭矩检测值
验证不同扭矩状态下活塞与气缸的配合情况，如表5，检测方法如图4所示，说明在受到60N*m紧固扭矩后缸体已受压变形，活塞转动受阻，检测配合间隙值＜0.03mm。
表5 施加不同扭矩活塞配合状态分析表
图4 检测活塞与气缸配合状态图
验证扭矩值用M10螺栓定扭38N.m和25N.m的情况如表6所列。
表6 施加不同扭矩值空调测试分析表
实施定扭38N.m，在开空调的状态下，扭矩增加到60N.m以上，缸体受压变形造成空调压缩机作异响；实施定扭25N.m，静态扭矩和开空调热试状态下，扭矩值无变化，说明缸体受力较小。两个供应商压缩机结构材料的对比如表7所列。
表7 两个供应商零件结构材料比较
原供应商采用旋窝式结构，新开发的压缩机为活塞式压缩机,对于活塞式压缩机,如果缸体的受压变形或者活塞的过分膨胀都会导致活塞卡死在汽缸内,造成工作异响。
新供应商的铸铝材料强度明显低于原供应商，说明材料强度也是造成压缩机重要影响因素。
2.2.2 分析结论
由于压缩机结构和材料的影响，设计连接螺栓扭矩过大导致压缩机缸体挤压变形引起压缩机缸孔与活塞配合状态过紧,运转不顺畅或抱死,离合器产生高温引起吸盘退火，吸盘与皮带轮贴合摩擦而产生异响。
2.3 压缩机连接紧固螺栓扭矩修正
经过重新计算和查阅类似压缩机相关经验值，设计人员将螺栓由M10( 8.8级)更改为M8 (10.9 级)，紧固扭矩由52 N.m更改为25 N.m,变更方案经过5.000km的可靠性试验测试后,解体压缩机内部活塞、缸体、斜盘、钢片等无任何摩损现象,空调工作正常，螺栓连接正常,扭矩无衰减,批产验证无异常,重新释放设计坚固扭矩值为M8 (10.9 级)25 N.m。
3、结束语
声明：本站部分文章内容及图片转载于互联网、内容不代表本站观点，如有内容涉及侵权，请您立即联系本站删除。