張 敬，韓燦峰，李華峰，楊永強，余志庭，張金國

（武漢第二船舶設(shè)計研究所，湖北 武漢 430200）

0 引言

螺紋連接在船舶系統(tǒng)管路及設(shè)備安裝中，被廣泛應(yīng)用，避免螺紋連接在船舶系統(tǒng)及設(shè)備工作過程中發(fā)生松動失效是船舶系統(tǒng)設(shè)計所關(guān)心的核心問題之一。因此，設(shè)計和使用具有較高安全可靠性的螺紋連接防松措施具有重要的現(xiàn)實意義。本文針對船舶管路系統(tǒng)中螺紋松動問題，在分析螺紋連接松動機理、螺紋松動的影響因素的基礎(chǔ)上，通過橫向振動實驗開展了基于齒形墊圈的防松弛技術(shù)實驗研究，為船舶系統(tǒng)緊固件的設(shè)計選用提供技術(shù)支撐。

1 螺紋連接松動機理

螺紋連接松動按階段可分為非旋轉(zhuǎn)式松動和旋轉(zhuǎn)式松動。相關(guān)學(xué)者通過研究發(fā)現(xiàn)螺紋連接發(fā)生松動是積累的過程，一般可分為2個階段：第一階段螺紋連接間不發(fā)生明顯的相對旋轉(zhuǎn)，此時螺紋連接松動主要是由于材料局部塑性變形導(dǎo)致的預(yù)緊力減??；第二階段螺紋連接在外部載荷下發(fā)生明顯的相對運動導(dǎo)致松動[1]。

針對外載荷作用下的螺紋連接失效機理，早期的螺紋連接松動機理研究主要集中在軸向載荷作用下對松動的影響，Goodier和Sweeney[2]等通過實驗開展了軸向動態(tài)載荷下的螺紋連接松動機理研究，指出軸向載荷作用下螺紋發(fā)生松動的原因是螺紋嚙合面發(fā)生相對位移，通過25000次軸向負(fù)荷循環(huán)，螺紋的最大松動角只有6°，這在工程實際中并不算很大的松動角[3]。

相對于橫向載荷，螺紋連接在軸向載荷作用下不易發(fā)生完全松動[4]。1969年，H. Junker發(fā)明了Junker振動實驗機，對螺紋連接開展了橫向載荷下的實驗研究[5]，在這之后，針對螺紋連接的松動機理研究多集中在由橫向振動載荷作用下引起的螺紋連接松動[6-7]，研究發(fā)現(xiàn)，當(dāng)螺栓受橫向載荷作用時，螺紋連接面及螺桿頭接觸面易發(fā)生相對滑移，當(dāng)滑移積累到一定程度時導(dǎo)致螺紋發(fā)生回轉(zhuǎn)松動。通常，螺紋連接在其工作中會受到復(fù)雜的載荷作用，包括橫向動載荷、軸向動載荷、彎曲載荷、切向載荷或者是共同作用的結(jié)果，但一般認(rèn)為，螺紋連接松動的主要原因是橫向載荷引起的。

2 防松措施

螺紋連接防松的根本思路在于保證螺紋連接在工作過程中預(yù)緊力的衰減在可控的范圍，螺紋連接防松性能的影響因素有初始預(yù)緊力、旋合長度、結(jié)構(gòu)尺寸、強度等級、摩擦系數(shù)、外部載荷等[8]。鑒于螺紋連接松動通常分為非旋轉(zhuǎn)松動和旋轉(zhuǎn)松動階段，抑制第一階段松動的主要方法是選用高強度、高韌性的材料，采用合適的初始預(yù)緊力擰緊，避免螺紋連接產(chǎn)生初始局部塑性變形。在此基礎(chǔ)上，通過改變螺紋連接的結(jié)構(gòu)形式，增加螺紋副之間及支撐面的摩擦力等有效手段，防止螺紋連接第二階段發(fā)生旋轉(zhuǎn)松動。

螺紋連接防松方式根據(jù)防松原理的不同主要分為：機械防松、破壞螺紋副防松和摩擦防松。1）機械防松的原理是通過機械鎖緊元件防止相互配合的螺紋連接在工作中發(fā)生相對滑動，采用該原理的防松措施有雙耳止動墊圈、串聯(lián)鋼絲、開口銷、開槽六角螺母等，機械防松可有效提高螺紋連接的防松性能，但該方式需要對標(biāo)準(zhǔn)的緊固件進行結(jié)構(gòu)上的修改，且裝配、拆卸有一定的困難，重復(fù)使用性較差，在空間有限的船舶系統(tǒng)及管路中使用較少。2）破壞螺紋副防松的原理是通過機械加工等方式破壞螺紋副之間的配合關(guān)系，使螺紋副之間失去相互滑移的條件，采用該原理的防松措施有鉚合、涂膠以及沖點，該防松方式具有一定的防松效果，但由于增加了安裝工序，人為因素影響較大，拆卸后不能重新安裝使用，該防松方式在船舶中使用較少。3）摩擦防松的工作原理是通過增加螺紋副之間及螺栓與支撐面之間的摩擦力，進而產(chǎn)生有效的摩擦力矩阻止螺紋連接副發(fā)生相對運動，采用該原理的防松措施有對頂雙螺母、彈簧墊圈、平墊圈、碟簧墊圈等，摩擦防松方式目前在船舶系統(tǒng)中被廣泛應(yīng)用。

當(dāng)前，有一種齒形墊圈的防松結(jié)構(gòu)越來越受到國內(nèi)工程界的重視，其結(jié)構(gòu)及連接示意圖如圖1所示。齒形墊圈由兩片相同的外側(cè)帶方向性密集小齒面，內(nèi)側(cè)為較大斜齒面的墊圈組成。其防松原理為：小齒面的方向與螺紋卸載的方向相反，螺紋緊固時，小齒面嵌入被連接件表面和螺栓頭部，當(dāng)螺紋連接件受到外界載荷作用時，由于大齒面的角度α比螺紋升角β大，螺紋沿軸向方向上可產(chǎn)生的位移小于2片齒形墊圈之間產(chǎn)生的位移，松動位移被齒形墊圈的位移彌補，此時，螺栓被拉長，產(chǎn)生更大的預(yù)緊力，防止螺栓和螺母的旋轉(zhuǎn)松動。齒形墊圈結(jié)構(gòu)簡單，不需要特殊的安裝工具，容易拆卸和維護，空間需求小，具有較大的使用潛力。

圖1 齒形墊圈及連接件示意圖

另外，碟簧墊圈及Hardlock螺母在其他行業(yè)反饋防松效果良好。碟簧墊圈為錐形環(huán)狀碟片，盤片厚度恒定不變，載荷均勻分布在上表面內(nèi)邊緣和下表面外邊緣，碟簧墊圈在壓緊后產(chǎn)生均勻的彈性恢復(fù)力從而達(dá)到防止螺紋松動的目的，可以單個使用或采用疊合組合、對合組合或混合組合的形式多個一起使用。Hardlock螺母由2個偏心加工的螺母組成，上螺母為凹螺母，下螺母為凸螺母，當(dāng)螺紋緊固時，在螺母偏心的情況下，上螺母對下螺母進行壓緊，形成在縫隙間打入楔子的功效，從而防止螺母旋轉(zhuǎn)松動。

為驗證各防松結(jié)構(gòu)的防松性能，挖掘其在船舶系統(tǒng)上的應(yīng)用能力，本文采用緊固件橫向振動實驗方法，針對某船舶系統(tǒng)目前采用的彈簧墊圈配合平墊圈的防松形式以及齒形墊圈、Hardlock螺母、碟簧墊圈等防松結(jié)構(gòu)進行實驗研究，通過橫向載荷作用下螺栓預(yù)緊力的衰減對比不同防松結(jié)構(gòu)適配不同螺栓規(guī)格工況下對螺紋連接防松性能的影響，并針對管路法蘭連接的特點，引入預(yù)緊力衰減離散度與極差指標(biāo)評價防松結(jié)構(gòu)的性能穩(wěn)定性，分析松弛特性及防松能力。

3 橫向載荷下防松性能實驗

3.1 實驗方法

1）緊固件試樣的實驗預(yù)夾緊力載荷。按照某船舶《管路系統(tǒng)防漏技術(shù)要求》中相關(guān)規(guī)格，螺栓安裝力矩將緊固件裝配至實驗臺。

2）實驗振動頻率和振動周期。各安裝形式、規(guī)格緊固件試樣防松性能考核實驗振動頻率為12.5 Hz，振動周期為1000周期。

3）實驗振動振幅。選用無防松結(jié)構(gòu)的緊固件試樣（負(fù)載最?。?，并選取一個比較低的振動振幅，在振動300±100次后，緊固件試樣必須完全松脫（剩余預(yù)緊力＜10%初始預(yù)緊力）；如試樣未完全松脫，則調(diào)整至更高一檔振幅（階梯式遞進）進行實驗；當(dāng)連續(xù)3次振動測試中緊固件試樣的預(yù)緊力完全松脫，則此振動振幅用于對比不同防松結(jié)構(gòu)的防松性能考核實驗。不同規(guī)格的緊固件分別進行振幅標(biāo)定。

4）防松性能考核實驗。實驗開始前記錄安裝力矩下的初始預(yù)緊力值，實驗過程中，觀察配套軟件顯示的夾緊力變化數(shù)據(jù)至振動周期，記錄實驗完成后殘留預(yù)緊力；各安裝形式、規(guī)格緊固件試樣每組實驗的數(shù)量為10件，每次使用新的緊固件進行振動實驗。根據(jù)預(yù)緊力衰減率、預(yù)緊力衰減離散度與極差進行防松性能評價。

3.2 實驗結(jié)果

為考慮防松結(jié)構(gòu)裝配至不同規(guī)格緊固件時的防松性能，實驗中采用M14，M20，M30三種規(guī)格8.8級的螺栓、螺母，分別配組相應(yīng)規(guī)格彈簧墊圈及平墊圈、齒形墊圈、碟簧墊圈、Hard Lork螺母，所有緊固件表面均采用鋅鋁復(fù)合涂層處理，實驗對象如表1所示。

表1 橫向振動實驗對象

實驗組1-1實驗結(jié)果如圖2所示，隨著橫向載荷的不斷加載，彈簧墊圈+平墊圈的防松結(jié)構(gòu)預(yù)緊力逐漸減小，試樣3在500次橫向載荷加載后就完全松脫，10組試樣1000次振動周期后預(yù)緊力衰減平均值52.4%，預(yù)緊力衰減離散度15.1%，彈簧墊圈+平墊圈的防松組合在該實驗工況下防松性能一般。

圖2 實驗組1-1橫向振動實驗結(jié)果

實驗組2-1實驗結(jié)果如圖3所示，相對于平墊圈+彈簧墊圈組合，10組齒形防松墊圈初始預(yù)緊力及預(yù)緊力衰減表現(xiàn)出優(yōu)良的防松性能和規(guī)律的一致性，1000次振動周期后，所有樣件預(yù)緊力衰減均小于21%，預(yù)緊力衰減平均值為18.4%，預(yù)緊力衰減離散度為1.4%，配合齒形墊圈的緊固體系仍然具有很好的防松性能。

圖3 實驗組2-1橫向振動實驗結(jié)果

實驗組3-1實驗結(jié)果如圖4所示，隨著橫向載荷的不斷加載，碟簧墊圈防松結(jié)構(gòu)預(yù)緊力快速減小，僅試樣3、試樣7和試樣8完成了1000橫向載荷加載，1000次振動周期后預(yù)緊力衰減均大于70%，預(yù)緊力衰減平均值85.1%，預(yù)緊力衰減離散度7.5%，在此實驗及安裝工況下碟簧墊圈的防松效果不佳。

圖4 實驗組3-1橫向振動實驗結(jié)果

實驗組4-1實驗結(jié)果如圖5所示，1000次振動周期后，僅試樣3預(yù)緊力衰減小于45%，為22.19%，其余各試樣的預(yù)緊力衰減較為分散，區(qū)間位于48%～79%，緊力衰減平均值58.9%，預(yù)緊力衰減離散度為21.8%，Hardlock螺母防松結(jié)構(gòu)效果并不明顯，也不穩(wěn)定。

圖5 實驗組4-1橫向振動實驗結(jié)果

將不同規(guī)格緊固件的各實驗組1000次振動周期后的螺栓預(yù)緊力衰減情況匯總于表2，圖6表示了不同工況下1000次振動周期后螺栓預(yù)緊力衰減離散度和極差。螺栓預(yù)緊力衰減率可直觀反映防松結(jié)構(gòu)在橫向動載荷下的防松性能，1000次振動周期后，螺栓預(yù)緊力衰減率越小，防松性能越好。不同于機械設(shè)備上的緊固螺栓，對于管路連接法蘭而言，其不僅要求該法蘭上的螺紋連接具有優(yōu)良的防松性能，還對該法蘭上的螺紋連接預(yù)緊力均勻性有較高要求，當(dāng)預(yù)緊力不均勻時，可能導(dǎo)致法蘭密封面壓偏從而使管路內(nèi)介質(zhì)泄漏引起密封失效故障，因此本文引入預(yù)緊力衰減離散度與極差，以此表征防松結(jié)構(gòu)在管路法蘭連接系統(tǒng)中的防松性能，預(yù)緊力衰減離散度及極差越小，該型防松結(jié)構(gòu)的松動性能越穩(wěn)定。

表2 1000次振動周期后各實驗對象預(yù)緊力衰減情況

由表2及圖6可知，齒形墊圈配合下的緊固體系在4種防松結(jié)構(gòu)的3種螺栓規(guī)格中的平均預(yù)緊力衰減率均最小，M14，M20，M30規(guī)格螺栓的平均預(yù)緊力衰減率分別為18.4%、47.4%、41.4%，1000次橫向振動載荷作用下的預(yù)緊力衰減率均小于50%。同時，齒形墊圈表現(xiàn)出優(yōu)良的衰減一致性，所有規(guī)格螺栓中預(yù)緊力衰減最小極差為2.1%，M14、M20、M30規(guī)格螺栓的預(yù)緊力衰減離散度均不大于5%，這對于法蘭連接緊固體系，即可保證在外載荷作用下的防松特性，也可使法蘭螺栓松弛特性一致，保證較好的連接均勻性。對于目前管路系統(tǒng)中使用的螺栓+螺母+彈簧墊圈+平墊圈防松組合，在該橫向振動條件下的防松性能表現(xiàn)一般，各規(guī)格螺栓平均預(yù)緊力衰減率均大于50%，且預(yù)緊力衰減離散度較大，防松性能不穩(wěn)定；螺栓+Hard Lork螺母的防松性能與彈簧墊圈相似，各規(guī)格螺栓平均預(yù)緊力衰減率位于50%～70%，且預(yù)緊力衰減離散度較大，防松性能較彈簧墊圈略好；螺栓+螺母+碟簧墊圈在該安裝條件下的4種組合中的防松性能最差，各規(guī)格螺栓平均預(yù)緊力衰減率均大于80%。在實驗條件下，4種防松結(jié)構(gòu)的防松性能排序如下：齒形墊圈＞Hardlock螺母＞彈簧墊圈+平墊圈＞碟簧墊圈。另一方面，從螺栓規(guī)格來看，各防松結(jié)構(gòu)隨著螺栓規(guī)格增大防松性能有下降的趨勢。因此，在使用中應(yīng)根據(jù)螺栓規(guī)格結(jié)合性能指標(biāo)、可靠性指標(biāo)、經(jīng)濟指標(biāo)及安裝空間等綜合選用合適的防松結(jié)構(gòu)。

圖6 不同工況下1000次振動周期后螺栓預(yù)緊力衰減離散度與極差

4 結(jié)語

本文針對船舶管路系統(tǒng)及設(shè)備螺紋連接易出現(xiàn)松動的問題，在分析螺紋連接松動機理和螺紋連接松動影響因素的基礎(chǔ)上，通過橫向振動實驗，引入了預(yù)緊力衰減率、預(yù)緊力衰減離散度及極差對比了彈簧墊圈+平墊圈、齒形墊圈、碟簧墊圈以及Hardlock螺母的防松性能，齒形墊圈的優(yōu)良防松特性可用于船舶管路法蘭的可靠連接，提高管路密封可靠性與安全性。