文：李建龙 唐元媛 徐天添 王静秋 黄洪浪 （东风汽车集团有限公司技术中心）

1 前言

油底壳作为发动机的储油、密封装置，主体一般是一种较大的腔体结构。发动机工作过程中产生的振动通过油底壳表面传递到外界，影响发动机 NVH 性能[1]。静音钢板一般由 2 层基材钢板以及中间的阻尼夹层组成，应用静音钢板制造的油底壳能够有效地阻止振动的传递、提高发动机的 NVH性能。但新材料的应用也为油底壳螺栓连接的可靠性带来了新的问题。

本文以自主研发的某1.0 L发动机静音油底壳为研究对象，对试验过程中出现的油底壳紧固螺栓拆解力矩衰减问题进行排查分析，提高了试验后油底壳紧固螺栓的拆解力矩，为油底壳提供足够的紧固轴力，保证其良好的密封性能。

2 油底壳固定方案及故障现象

油底壳材料，采用铝制下缸体，紧固螺栓选用M6×12 标准六角法兰面平端螺栓，螺栓旋合长度10.8 mm满足(1.5~2.5)×螺公

栓公称直径，螺栓一般间距为60 mm。装配前油底壳密封面涂覆直径约2.5 mm的密封硅胶条，合装后采用装配力矩9 N·m、拧紧顺序“从中间到两边”的工艺对油底壳紧固螺栓进行拧紧，拧紧后按顺序进行一次力矩校验。

初期台架试验完成后采用松动法对油底壳紧固螺栓进行拆解，部分螺栓力矩小于 1.5 N·m（力矩扳手量程下限1.5 N·m）。

3 故障原因分析及改进方案

3.1 振动加速度对螺栓力矩的影响

为确定振动加速度过大是否会导致螺栓松动，应用发动机 NVH 台架对油底壳紧固螺栓和未出现力矩衰减的正时链轮壳紧固螺栓进行振动加速度检测。

试验开始前，选取油底壳位于发动机前端、后端、进气侧、排气侧各 1 颗螺栓作为检测对象并粘贴传感器，另选取一定数量的正时链轮壳螺栓作为对比同样粘贴传感器。粘贴完成后对油底壳和链轮壳紧固螺栓进行位置标记（从螺栓法兰延续到零件表面的一条连续的线）。传感器布置方式如图1所示。

按照一定工况检测出发动机转速 1 000~ 5 500 r/min 范围内被检测螺栓各方向的振动加速度，如图2~图4所示。

试验结果显示，油底壳紧固螺栓的振动加速度峰值并没有超出正时链轮壳紧固螺栓振动加速度峰值，在图2中显示的振动加速度下，正时链轮壳螺栓未出现力矩衰减情况。试验完成后油底壳紧固螺栓的标记线未出现错位，因此，振动加速度不会造油底壳固定螺栓松动从而导致力矩衰减。

3.2 摩擦因数对螺栓力矩的影响

发动机支架类零件紧固螺栓（螺栓使用情况见表1），台架试验完成后拆解力矩正常。因此，紧固件与零件间的摩擦因数不是导致油底壳紧固螺栓力矩衰减的原因。

3.3 温度对螺栓力矩的影响及原因分析

螺栓拆解力矩衰减出现在台架试验完成之后，而未进行台架试验的发动机常温放置均不会发生这一现象。因此，设计对比试验验证温度是否会影响螺栓拆解力矩。

取油底壳和下缸体样件各2台份，按规定装配工艺完成油底壳装配，并将装配体区分为常温组和冷热循环组。常温组装配体常温放置，冷热循环组装配体放入冷热循环环境试验箱。整车温场试验测得油底壳在整车环境下的最高温度为 120 ℃，因

此，环境试验箱的温度范围设定为-40~ 130 ℃。按照每 8 h 完成 1 个温度循环进行冷热循环环境试验，总时长168 h。冷热循环环境试验完成后对两组装配体螺栓进行拆解，拆解结果如表2所示。

从表2可以看出，温度对螺栓拆解力矩影响很大。冷热循环试验中使用的零件包括铝合金下缸体和标准六角法兰面平端螺栓以及双层静音钢板油底壳。在正常的拧紧力矩下，铝合金螺纹和六角法兰面平端螺栓都不会因应力过大而产生塑性变形。在对完成台架试验的油底壳复合钢板进行剥离检查时发现，螺栓压紧面出现如图5所示的高分子阻尼层分布不均的现象。

根据材料供应商提供的数据，阻尼层厚度为 30~50 μm，且阻尼层的静音效果会随温度的变化而变化。材料损耗因子随温度的变化情况如图 6所示，由图 6 可以推测出阻尼材料的状态随温度发生变化，在螺栓轴力作用下发生流动导致螺栓法兰压紧面的阻尼材料流向四周，造成被连接件厚度减小，螺栓轴力减小，最终导致螺栓拆解力矩减小。

因无法测量试验后螺栓压紧面部分阻尼材料的厚度，本文只对该问题进行定性分析。对于在弹性域使用的一般标准螺栓来说，螺栓伸长量 dL 与预紧力P₀ 成正比关系，试验过程中由于阻尼材料厚度减小，螺栓伸长量dL减小，因此P₀减小。根据螺栓预紧力的一般公式T=KP₀d，当轴力P₀ 减小时力矩T减小。

3.4 硅胶及安装力矩对残余力矩的影响

油底壳紧固螺栓拧紧前，硅胶以直径 2.5 mm 的胶条状态附着在下缸体密封法兰上。螺栓拧紧过程中，在轴力作用下，胶条均匀涂覆在密封面上形成胶膜实现密封。胶膜厚度越小，硅胶的流动阻力越大，所需的螺栓轴力越大，当螺栓轴力与胶膜的反作用力平衡时，胶膜厚度不再变化。

因设备拧紧速度较快，拧紧动作结束后硅胶膜并未处于稳定状态，仍有流动变薄的趋势。硅胶膜变薄过程中，被连接件整体厚度逐渐变薄，螺栓轴力逐渐减小，硅胶膜的流动阻力逐渐增大最终处于稳定状态。

如图 7 所示，当胶膜厚度d减小时，螺栓轴力减小，导致力矩减小。为避免螺栓力矩衰减比率过大，可采取的措施有：增加螺栓预紧力，在螺栓拧紧过程中更大程度地促进胶膜变形，使拧紧结束后的变形量减小；增加“被连接件 1”的厚度，增大螺栓的弹性形变量，提高轴力的弥补能力；增加自动拧紧设备的拧紧力矩保持时间。

4 优化方案和试验验证

4.1 优化方案

解决螺栓力矩衰减问题一般采用机械锁紧或增加轴力的方式。机械锁紧一般采用自攻螺钉，通过增大内、外螺纹的摩擦力保证力矩，优点是有效、可靠，缺点是自攻螺钉成本较高，用于紧固油底壳这类采用多个紧固螺栓的零件会造成整机成本上升较大，另外，自攻螺钉虽然可以保证不错的力矩，但无法减少轴力的衰减，油底壳有渗漏风险。

从保证螺栓轴力的角度出发，需要借助其他结构或螺栓本身的结构来减少轴力衰减的程度，从而在保证拆解力矩的同时满足油底壳的密封要求。在螺栓法兰处增加锥形垫圈，成本增量小，利用垫圈的回弹能力可弥补因阻尼材料流动产生的形变，在一定程度上保证螺栓轴力。在装配前采用高温高压的方式使螺栓法兰压紧面处的阻尼材料流向四周，可避免在螺栓装配后再次出现形变，但此方案实施难度较大，不作为工业化产品的首选方案。

综合整机制造成本和改善效果，在该 1.0 L 发动机上选用锥形垫圈组合螺栓作为优化方案。

4.2试验验证

选用锥形垫圈组合螺栓紧固油底壳，进行发动机 500 h 一般耐久性试验和 200 h 冷热冲击试验，试验完成后对锥形垫圈组合螺栓采用松动法进行拆解，统计拆解力矩如表3所示。

锥形垫圈组合螺栓的台架试验统计结果表明，相同试验环境下锥形垫圈组合螺栓试验后拆解结果在力矩和稳定性方面均优于

普通六角法兰面平端螺栓，且试验完成后油底壳法兰面密封良好，未出现因轴力衰减导致渗漏的现象。

5 结束语

综上，该 1.0 L 发动机油底壳紧固螺栓力矩衰减过程可以分为 2 个阶段：螺栓拧紧过程结束后，密封硅胶层在螺栓轴力作

用下产生蠕变；高温条件下螺栓轴力使双层静音钢板产生微变形导致螺栓轴力衰减，最终导致螺栓力矩严重衰减。

锥形垫圈组合螺栓可以通过锥垫的回弹弥补被连接件的形变、降低轴力衰减程度、保证螺栓有一定的力矩，满足油底壳的使

用要求。