相異頭部結構的高強度螺栓防松性能分析

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

相異頭部結構的高強度螺栓防松性能分析

覃佳亮 肖 健 李發喜
（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構高強度螺栓的防松性能，在經過一定理論分析后，采用橫向振動試驗機對規格為M10×1.25-8.8的幾種高強度螺栓進行了相關振動試驗。對比實驗結果，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，重點指出彈簧墊圈的防松效能一般。這在車間生產中對于提升裝配質量以及減少成本方面具有一定指導意義。

關鍵詞：頭部結構；高強度螺栓；橫向振動；彈簧墊圈；防松

1 前言

高強度螺栓廣泛應用于各工程領域，尤其是汽車工業，航空航天，船舶等重要機械以及建筑結構的連接。據統計，一輛輕型車或轎車平均用緊固件約200多種規格，總重量達40kg，其費用約占整車成本的2.5%～3.0%。美國Holmes的一份汽車維修統計報告指出，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不可忽視的問題。

根據螺栓的使用原理，可將螺栓的防松分為摩擦防松、機械防松和破壞運動副防松三種。在實際生產中，大部分螺栓需要及時裝拆，因此應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生松動的一種常用方法。汽車底盤等重要部位的螺栓多數均使用高強度螺栓，此種螺栓的防松因此顯得尤為重要。為了探究不同頭部結構對于高強度螺栓連接的防松效能影響，本文在理論上對螺栓連接松動機理進行了分析并通過橫向振動實驗對不同頭部及組合方式的高強度螺栓進行了對比分析。

2 理論分析

2.1 螺栓松動機理

螺紋緊固件在完成裝配受到外載荷的沖擊時，在各接觸面上都存在一定大小的摩擦力，這些摩擦力產生力矩阻止沿螺桿切向發生搓動。摩擦力主要產生于兩個關鍵接觸部位：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。這兩個部位產生的摩擦力提供了90%的緊固力矩。螺栓連接各個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為外載產生的干擾力矩，當外力產生力矩T＜M時，緊固系統內部處于力矩平衡狀態，當T＞M時，螺栓就有松動的趨勢。螺紋接觸面所能提供的最大摩擦力矩M1滿足（2）：

表1 實驗材料

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；

β——牙型半角，rad，對于三角形螺紋， 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；

D2——支承面的平均直徑，mm。

螺栓連接的總緊固力矩：

分析（4）式，可知緊固系統只在總力矩M等于或小于零時才有松動的趨勢。而靜態工況下M始終大于零，所以靜態工況下，螺紋連接沒有松動的趨勢。在受沖擊載荷時，螺栓在徑向上的竄動使得螺紋接觸面的摩擦系數變小（由靜摩擦系數變為動摩擦系數），從而配合面的摩擦力減小，徑向滑移伴隨著振動的加劇而頻繁，當螺紋配合面的摩擦力矩不能抵抗螺栓的扭轉彈力作用時，螺紋接觸面開始切向轉動，隨著轉動的角度變大，預緊力衰退加劇。

3 實驗分析

在理論分析中可以得出，螺栓松動是由于連接時受到瞬時的較大沖擊、連續的振動或者溫度的變化幅度較大，導致了擰緊力矩的減小。為了探究在實際中不同頭部結構對于螺栓防松所能起到的效能，設計了如下橫向振動實驗。

3.1 實驗準備

實驗選取M10x1.25-8.8高強度螺栓進行防松振動實驗，實驗儀器是安布內科橫向振動試驗機。實驗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，參數見表1。

3.2 實驗過程

為了驗證正常情況系下螺栓的防松性能，實驗須保證螺栓處于正常擰緊狀態。故選擇屈服軸向力的70%初始預緊力，對實驗螺栓進行預緊。由于實驗螺栓的摩擦系數統一在0.15±0.03，根據QC/T518-2007查出屈服軸向力為27.8kN，故選擇19.5kN作為初始預緊力可保證擰緊。橫向振動的振幅定為±1.0mm。實驗過程嚴格按照GB/T10431-2008規定進行。

3.3 實驗結果及分析

按照 GB/T 10431—2008 的規定將螺栓安裝到試驗機上，實測預夾緊力為19.5 kN～20 kN。通過振動試驗機進行橫向振動迫使螺栓松脫，采集軸力隨時間衰減的曲線，試驗結果如圖2-6 所示。圖中Y軸表示的是殘余軸向力與初始預緊力的比值，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時軸力持續衰減，振動結束時衰減高達40%，其余9件在前30秒衰減較快，30秒后漸趨穩定，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軸力衰減對比曲線

3.3.2 六角法蘭螺栓

六角法蘭螺栓擰緊后實測預夾緊力為19.5kN～20kN，軸力時間曲線如圖2所示。法蘭螺栓的10件試樣在振動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+平墊圈的實測預夾緊力為 19.5kN～20kN，軸力時間曲線如圖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+彈簧墊圈的實測預夾緊力同樣為19.5kN～20kN，軸力時間曲線如圖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測預夾緊力保持不變，為19.5kN～20 kN，軸力時間曲線如圖5所示。10件試樣在完成振動1500次后，殘余軸力與初始軸力的值仍保持在 87%～94%，說明其防松性能優良。

3.3.6 綜合對比

對實驗數據進行處理，考慮到試驗過程中可能出現的個體誤差，將衰減明顯的組別進行篩選剔除，得到五組樣件振動過程中關鍵點的軸力衰減殘余比。利用MATLAB軟件對各組樣件的衰減曲線進行擬合，得到最終的對比曲線，如圖6所示。

通過圖6中五組試驗樣件的軸力衰減對比曲線，可以得到以下結論：

在進行橫向振動之后，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%。

在振動實驗結果中，發現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于多了一個可活動的接觸面，而連接過程中由于材料表面的工藝誤差會使微觀表面具有許多的凹陷和不平，增大連接間隙，同時使用彈簧墊圈時，彈簧墊圈僅開口處與被連接件進行接觸，這屬于線接觸，穩定性沒有平墊圈的面接觸好，減小了螺紋的殘余預緊力，因此在一直受橫向振動沖擊時很可能會由于張開使得防松效果下降。

結論

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

（2）通過對不同頭部結構的五組螺栓進行防松振動試驗并對實驗結果進行對比分析后得出：對于8.8級高強度螺栓，在保證擰緊的情況下，五組螺栓都能達到實際的生產裝配要求。在振動過程中，殘余軸向力與初始軸向力的比值在最初20s內衰減很顯著，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級高強度螺栓連接中，彈簧墊圈所能起到的防松作用不大，甚至可能會減弱防松效能。

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中圖分類號：TH13

文獻標識碼：A