相異頭部結(jié)構(gòu)的高強(qiáng)度螺栓防松性能分析

覃佳亮 肖 健 李發(fā)喜（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

相異頭部結(jié)構(gòu)的高強(qiáng)度螺栓防松性能分析

覃佳亮 肖 健 李發(fā)喜
（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

摘 要：為了研究車間裝配中所使用的不同頭部結(jié)構(gòu)高強(qiáng)度螺栓的防松性能，在經(jīng)過一定理論分析后，采用橫向振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)對(duì)規(guī)格為M10×1.25-8.8的幾種高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行了相關(guān)振動(dòng)試驗(yàn)。對(duì)比實(shí)驗(yàn)結(jié)果，得出防松效能由高到低依次為：六角法蘭螺栓＞六角頭+平墊螺栓＞六角頭+彈墊螺栓＞六角頭+平墊+彈墊螺栓＞六角頭螺栓，重點(diǎn)指出彈簧墊圈的防松效能一般。這在車間生產(chǎn)中對(duì)于提升裝配質(zhì)量以及減少成本方面具有一定指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞：頭部結(jié)構(gòu)；高強(qiáng)度螺栓；橫向振動(dòng)；彈簧墊圈；防松

1 前言

高強(qiáng)度螺栓廣泛應(yīng)用于各工程領(lǐng)域，尤其是汽車工業(yè)，航空航天，船舶等重要機(jī)械以及建筑結(jié)構(gòu)的連接。據(jù)統(tǒng)計(jì)，一輛輕型車或轎車平均用緊固件約200多種規(guī)格，總重量達(dá)40kg，其費(fèi)用約占整車成本的2.5%～3.0%。美國(guó)Holmes的一份汽車維修統(tǒng)計(jì)報(bào)告指出，23%的維修問題是由緊固件松脫引起的12%的新車存在緊固件松緊度不正確的問題，因此螺栓的防松是一個(gè)不可忽視的問題。

根據(jù)螺栓的使用原理，可將螺栓的防松分為摩擦防松、機(jī)械防松和破壞運(yùn)動(dòng)副防松三種。在實(shí)際生產(chǎn)中，大部分螺栓需要及時(shí)裝拆，因此應(yīng)用最為廣泛的是摩擦防松。摩擦防松主要是利用螺紋及螺紋端面之間的摩擦力來防止螺紋副在工作中產(chǎn)生松動(dòng)的一種常用方法。汽車底盤等重要部位的螺栓多數(shù)均使用高強(qiáng)度螺栓，此種螺栓的防松因此顯得尤為重要。為了探究不同頭部結(jié)構(gòu)對(duì)于高強(qiáng)度螺栓連接的防松效能影響，本文在理論上對(duì)螺栓連接松動(dòng)機(jī)理進(jìn)行了分析并通過橫向振動(dòng)實(shí)驗(yàn)對(duì)不同頭部及組合方式的高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行了對(duì)比分析。

2 理論分析

2.1 螺栓松動(dòng)機(jī)理

螺紋緊固件在完成裝配受到外載荷的沖擊時(shí)，在各接觸面上都存在一定大小的摩擦力，這些摩擦力產(chǎn)生力矩阻止沿螺桿切向發(fā)生搓動(dòng)。摩擦力主要產(chǎn)生于兩個(gè)關(guān)鍵接觸部位：螺栓與螺母的螺紋接觸面以及支承面與被連接件的接觸面。這兩個(gè)部位產(chǎn)生的摩擦力提供了90%的緊固力矩。螺栓連接各個(gè)接觸面上所能提供的最大摩擦力矩記為M，螺紋接觸面所能提供的最大摩擦力矩記為M1，支承面所能提供的最大摩擦力矩記為M2，螺栓連接中最大的總防松力矩可以表達(dá)為式（1）：

圖1 六角頭螺栓

圖2 六角法蘭螺栓

圖 3 六角頭+平墊

記T為外載產(chǎn)生的干擾力矩，當(dāng)外力產(chǎn)生力矩T＜M時(shí)，緊固系統(tǒng)內(nèi)部處于力矩平衡狀態(tài)，當(dāng)T＞M時(shí)，螺栓就有松動(dòng)的趨勢(shì)。螺紋接觸面所能提供的最大摩擦力矩M1滿足（2）：

表1 實(shí)驗(yàn)材料

Q——螺栓夾緊力，kN；

d2——螺紋中徑，mm；

ρ——摩擦角，rad；

μ——螺紋接觸面的摩擦系數(shù)；

β——牙型半角，rad，對(duì)于三角形螺紋， tanρ=μ/cosβ；

α——螺紋螺旋升角，rad。

螺紋件被擰緊后，支承面與被連接件的摩擦而產(chǎn)生的防松力矩M2為：式中：

式中：

μ1——支承面與被連接件接觸面之間的摩擦系數(shù)；

D2——支承面的平均直徑，mm。

螺栓連接的總緊固力矩：

分析（4）式，可知緊固系統(tǒng)只在總力矩M等于或小于零時(shí)才有松動(dòng)的趨勢(shì)。而靜態(tài)工況下M始終大于零，所以靜態(tài)工況下，螺紋連接沒有松動(dòng)的趨勢(shì)。在受沖擊載荷時(shí)，螺栓在徑向上的竄動(dòng)使得螺紋接觸面的摩擦系數(shù)變小（由靜摩擦系數(shù)變?yōu)閯?dòng)摩擦系數(shù)），從而配合面的摩擦力減小，徑向滑移伴隨著振動(dòng)的加劇而頻繁，當(dāng)螺紋配合面的摩擦力矩不能抵抗螺栓的扭轉(zhuǎn)彈力作用時(shí)，螺紋接觸面開始切向轉(zhuǎn)動(dòng)，隨著轉(zhuǎn)動(dòng)的角度變大，預(yù)緊力衰退加劇。

3 實(shí)驗(yàn)分析

在理論分析中可以得出，螺栓松動(dòng)是由于連接時(shí)受到瞬時(shí)的較大沖擊、連續(xù)的振動(dòng)或者溫度的變化幅度較大，導(dǎo)致了擰緊力矩的減小。為了探究在實(shí)際中不同頭部結(jié)構(gòu)對(duì)于螺栓防松所能起到的效能，設(shè)計(jì)了如下橫向振動(dòng)實(shí)驗(yàn)。

3.1 實(shí)驗(yàn)準(zhǔn)備

實(shí)驗(yàn)選取M10x1.25-8.8高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行防松振動(dòng)實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)儀器是安布內(nèi)科橫向振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)。實(shí)驗(yàn)的材料分別有六角頭螺栓、六角頭法蘭螺栓、六角頭+平墊、六角頭+彈墊、六角頭+平墊+彈墊，參數(shù)見表1。

3.2 實(shí)驗(yàn)過程

為了驗(yàn)證正常情況系下螺栓的防松性能，實(shí)驗(yàn)須保證螺栓處于正常擰緊狀態(tài)。故選擇屈服軸向力的70%初始預(yù)緊力，對(duì)實(shí)驗(yàn)螺栓進(jìn)行預(yù)緊。由于實(shí)驗(yàn)螺栓的摩擦系數(shù)統(tǒng)一在0.15±0.03，根據(jù)QC/T518-2007查出屈服軸向力為27.8kN，故選擇19.5kN作為初始預(yù)緊力可保證擰緊。橫向振動(dòng)的振幅定為±1.0mm。實(shí)驗(yàn)過程嚴(yán)格按照GB/T10431-2008規(guī)定進(jìn)行。

3.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

按照 GB/T 10431—2008 的規(guī)定將螺栓安裝到試驗(yàn)機(jī)上，實(shí)測(cè)預(yù)夾緊力為19.5 kN～20 kN。通過振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行橫向振動(dòng)迫使螺栓松脫，采集軸力隨時(shí)間衰減的曲線，試驗(yàn)結(jié)果如圖2-6 所示。圖中Y軸表示的是殘余軸向力與初始預(yù)緊力的比值，即殘余比。

3.3.1 六角頭螺栓

六角頭螺栓10件樣品中有一件樣品在振動(dòng)時(shí)軸力持續(xù)衰減，振動(dòng)結(jié)束時(shí)衰減高達(dá)40%，其余9件在前30秒衰減較快，30秒后漸趨穩(wěn)定，殘余比大致范圍在85%～90%之間。

圖4 六角頭+彈墊

圖5 六角頭+平墊+彈墊

圖6 五組不同頭部和組合方式螺栓振動(dòng)軸力衰減對(duì)比曲線

3.3.2 六角法蘭螺栓

六角法蘭螺栓擰緊后實(shí)測(cè)預(yù)夾緊力為19.5kN～20kN，軸力時(shí)間曲線如圖2所示。法蘭螺栓的10件試樣在振動(dòng)過程中保持了良好的緊固能力，軸力衰減約為6%～12%，說明六角法蘭螺栓具有良好的防松性能。

3.3.3 六角螺栓與平墊圈組合件

六角螺栓+平墊圈的實(shí)測(cè)預(yù)夾緊力為 19.5kN～20kN，軸力時(shí)間曲線如圖3所示。六角螺栓+平墊圈的10件試樣同六角法蘭螺栓類似，但其10件樣件衰減曲線更加集中，說明六角螺栓+平墊圈的樣件之間防松能力差異很小，各單體防松能力及其一致性良好。

3.3.4 六角螺栓與彈簧墊圈組合件

六角螺栓+彈簧墊圈的實(shí)測(cè)預(yù)夾緊力同樣為19.5kN～20kN，軸力時(shí)間曲線如圖4所示。此種組合的

10 件試件中，有兩件試件在振動(dòng)過程中軸力衰減明顯，120s振完之后殘余軸力剩余70%左右，其余八組的殘余軸向力仍然保持了較高的水平。

3.3.5 六角螺栓與彈簧墊圈和平墊圈組合件

六角螺栓與彈簧墊圈和平墊圈組合件的實(shí)測(cè)預(yù)夾緊力保持不變，為19.5kN～20 kN，軸力時(shí)間曲線如圖5所示。10件試樣在完成振動(dòng)1500次后，殘余軸力與初始軸力的值仍保持在 87%～94%，說明其防松性能優(yōu)良。

3.3.6 綜合對(duì)比

對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，考慮到試驗(yàn)過程中可能出現(xiàn)的個(gè)體誤差，將衰減明顯的組別進(jìn)行篩選剔除，得到五組樣件振動(dòng)過程中關(guān)鍵點(diǎn)的軸力衰減殘余比。利用MATLAB軟件對(duì)各組樣件的衰減曲線進(jìn)行擬合，得到最終的對(duì)比曲線，如圖6所示。

通過圖6中五組試驗(yàn)樣件的軸力衰減對(duì)比曲線，可以得到以下結(jié)論：

在進(jìn)行橫向振動(dòng)之后，連接螺栓的軸力都有不同程度的衰減，但總體上而言均能保持80%以上的殘余軸向力，其中六角頭螺栓衰減達(dá)到14%左右，六角法蘭螺栓和六角頭螺栓+平墊圈的軸力衰減僅為8%，六角頭+彈簧墊圈的螺栓軸力衰減達(dá)8.3%，較上兩組衰減更多，六角頭+平墊+彈墊的衰減程度為10%。

在振動(dòng)實(shí)驗(yàn)結(jié)果中，發(fā)現(xiàn)加裝了彈簧墊圈的螺栓防松能力并不理想，其中，六角頭+平墊螺栓的殘余比甚至大于六角頭+彈墊+平墊螺栓。主要由于增加平墊圈后另加彈簧墊圈相當(dāng)于多了一個(gè)可活動(dòng)的接觸面，而連接過程中由于材料表面的工藝誤差會(huì)使微觀表面具有許多的凹陷和不平，增大連接間隙，同時(shí)使用彈簧墊圈時(shí)，彈簧墊圈僅開口處與被連接件進(jìn)行接觸，這屬于線接觸，穩(wěn)定性沒有平墊圈的面接觸好，減小了螺紋的殘余預(yù)緊力，因此在一直受橫向振動(dòng)沖擊時(shí)很可能會(huì)由于張開使得防松效果下降。

結(jié)論

（1）通過理論分析，得出螺栓防松性能的影響因素包括預(yù)緊力大小，摩擦系數(shù)范圍，支承面直徑，以及螺栓本身的強(qiáng)度規(guī)格等。

（2）通過對(duì)不同頭部結(jié)構(gòu)的五組螺栓進(jìn)行防松振動(dòng)試驗(yàn)并對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析后得出：對(duì)于8.8級(jí)高強(qiáng)度螺栓，在保證擰緊的情況下，五組螺栓都能達(dá)到實(shí)際的生產(chǎn)裝配要求。在振動(dòng)過程中，殘余軸向力與初始軸向力的比值在最初20s內(nèi)衰減很顯著，隨后衰減速度逐漸變慢，最后衰減曲線基本趨于平緩。

（3）防松效能由低到高依次為：六角法蘭螺栓＞六角頭+平墊螺栓＞六角頭+彈墊螺栓＞六角頭+平墊+彈墊螺栓＞六角頭螺栓。其中，六角頭與平墊彈墊組合件螺栓防松效果比六角頭與平墊圈組合螺栓防松效果差（前者殘余比趨于0.9，后者趨于0.92），故可說明在8.8級(jí)高強(qiáng)度螺栓連接中，彈簧墊圈所能起到的防松作用不大，甚至可能會(huì)減弱防松效能。

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中圖分類號(hào)：TH13

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A