雙頭螺柱安裝失效的研究及解決

蔣士洪 馬學文 韋 煒 李 堅 張曉光

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

雙頭螺柱安裝失效的研究及解決

蔣士洪 馬學文 韋 煒 李 堅 張曉光

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

常見的螺栓與螺母、螺孔聯接，其裝配的擰緊力矩都有計算方法和推薦值，而雙頭螺柱的擰緊力矩則少有資料參考。產品工程師參照六角頭螺栓計算，作為雙頭螺柱裝配的擰緊力矩，容易出現擰緊力矩過大，擰壞螺牙而產生失效。文章中詳細地對雙頭螺柱裝配結構進行分析，并結合裝配測試，選取合適的擰緊力矩，解決這類問題。

雙頭螺柱；安裝；力矩；研究

螺紋聯接主要是螺栓、螺母（螺孔）的組合，有四種形式：螺栓聯接、雙頭螺柱聯接、螺釘聯接、緊定螺釘聯接。螺栓，是一種帶螺紋的圓柱形零件，通過螺母或被聯接零件螺孔的裝配關系產生一定的力，達到兩種或多種零件之間穩定聯接，沒有相對位移，實現零件之間保持牢固可靠的關系，滿足各種機械性能要求。而雙頭螺柱是兩端均有螺紋的圓柱形緊固件。用途也比較廣泛，但在螺紋件固件中所占比例較少。圖1為上汽通用五菱汽車股份有限公司發動機中各種螺紋件種類，雙頭螺柱只有14種。通六角頭螺栓采用同樣的方法得到安裝力矩，卻會出現失效。下面將闡述選擇雙頭螺柱的合適擰緊力矩，解決此類失效問題的具體方法。

圖1　發動機中使用螺紋件種類

1 問題描述

1.1裝配關系

M10×1.25-10.9雙頭螺柱裝配在排氣歧管排氣法蘭上，通過螺母及墊圈的擰緊，將排氣歧管與排氣管法蘭聯接，起到發動機排氣系統的有效聯接，排放物通道有效密封，排放物能夠完整到達排氣管的三元催化器進行催化轉化處理，見圖2。

圖2　裝配關系

螺紋聯接的裝配過程中，都會有擰緊力矩的要求，只有達到這一規定數值，聯接才是可靠的。通常，我們通過計算，得到螺栓規格和安裝力矩。但是，雙頭螺柱的安裝力矩與普

1.2問題表現

圖3　裝配狀態良好圖示

圖4　損壞的螺孔

雙頭螺柱裝配后，能夠看到其中間圓柱段完整部分，見圖3。安裝時，在排氣歧管排氣法蘭上的雙頭螺柱采用了符合設計擰緊力矩，卻出現了安裝后中間圓柱段沒入螺孔，與螺母聯接端長度最小只有21mm，安裝螺孔有3個螺牙被擠平的失效情況。見圖4。擰緊力矩設定在48 N·m，滿足48±3 N·m的設計值，統計數據中，出現螺孔螺牙被擠平的失效情況為100%。

1.3現狀調查結論

出現失效情況，嚴重影響質量及流水線合格率，并造成零件報廢，增加質量成本。盡管將力矩值降低，但是沒有明確的工程計算依據，也不符合工作流程的要求。需要從設計的角度，進行確認和發布。

2 質量問題分析

筆者使用七鉆程序進行分析，是一個用于推動問題解決的標準七步法。它包括 7個不斷升級的層級，即：工藝過程是否正確、使用的工具是否正確、使用的零件是否正確、零件的質量如何、工藝是否需要更改、產品是否需要更改、極端復雜問題。在分析問題出現的過程中，只要找到根本原因，就可以停止后續層級的確認工作，負責解決問題的人員即可著手進行問題解決。

2.1工藝過程是否正確

經過現場觀察并確認，是按照工藝卡的要求進行操作，使用48 N·m的擰緊力矩，并在電槍亮綠燈判斷合格后確認完成操作。

該過程是正確的，不是問題原因。

2.2使用的工具是否正確

使用電槍以及套筒為工藝卡要求型號，電槍由制造工程師定期維護及標定，標定參數見表 1。標定周期為：每擰緊25萬次標定一次,并結合生產實際情況針對每個工位的實際使用效果分別制定周期，但標定周期至少為3個月。

表1　電槍標定參數

該過程使用的工具正確，不是問題原因。

2.3使用的零件是否正確

員工裝配過程中使用的排氣歧管和雙頭螺柱，均為工藝卡上要求零件，且零件號一致。

該過程使用的零件正確，不是問題原因。

2.4零件的質量如何

如果出現螺牙失效問題，經過分析零件質量關聯為：雙頭螺柱螺紋尺寸、中間圓柱段偏大、排氣歧管法蘭螺孔尺寸、材料硬度太低等。經過測量，雙頭螺柱螺紋尺寸 M10× 1.25-6h、螺柱圓柱段尺寸均合格。排氣歧管排氣法蘭螺孔M10×1.25-6H,經過通止規檢測60件，全部合格。通過檢測，排氣歧管材料FCDH01球墨鑄鐵，其化學成分符合材料要求。排氣法蘭硬度（HB），在設計要求191～241的范圍內，見表2。

表2　化學成分表

該過程確認，零件質量不存在問題，不是問題原因。

2.5工藝是否需要更改

工藝卡上規定的裝配方法是正確的，使用的設定擰緊力矩值為48±3 N·m，電槍設定擰緊力矩值是48 N·m，符合設計要求。

工藝是正確的，不需要更改。

2.6產品是否需要更改

與產品設計關聯，造成問題的主要有：尺寸公差帶，設計擰緊力矩等。

2.6.1尺寸公差帶確認

雙頭螺柱螺紋尺寸M10×1.25-6h，排氣歧管排氣法蘭上螺孔M10×1.25-6H，采用6級精度和G/h公差帶是符合要求的。

2.6.2設計擰緊力矩值確認

在零部件設計過程中，對裝配結構進行受力分析，各種工況仿真計算，確認徑向載荷FPH和橫向載荷FPV，以及聯接面特性、安全系數，計算預緊力。確定螺栓規格，選取螺栓參數以及擰緊精度，得到擰緊力矩。

螺栓在聯接過程中，受到徑向載荷FPH、橫向載荷FPV和轉矩T等作用。在擰緊螺栓的過程中，被聯接件與螺栓之間會產生沿著螺栓軸心方向的力，就叫做預緊力。預緊力與螺栓的擰緊力矩、螺栓與螺母之間的摩擦力以及它們與被聯接件之間的摩擦力有關。如果該力不足，會造成被聯接件松動或聯接剛度變化等失效。同時，預緊力也是計算擰緊力矩的重要輸入條件。

（1）按照不滑移條件確定螺栓的預緊力

螺栓所受總拉力：

根據預緊力計算所需螺栓規格：

其中：

（2）確定緊固力矩T

①最小設計力矩Tmin的計算

最小設計力矩是指，當對螺栓施加該力矩時，使其轉化成的軸向夾緊力正好等于保證聯接面間不發生滑移時的最小預緊力。因此，根據如下公式得到：

②最大設計力矩Tmax的計算

最大設計力矩是指，當對螺栓施加該力矩時，螺栓或者被聯接件達到屈服。屈服緊固力矩沒有考慮實際擰緊過程中，擰緊工具的精度和操作誤差。這樣會有可能引起螺栓力矩超差，進而出現螺栓被擰斷的現象，所以必須根據擰緊工具的精度，在屈服緊固力矩Tf上乘以一個系數，這個系數稱之為“擰緊精度”。

其中：

雙頭螺柱裝配關系如圖 2，出現失效現象的擰緊力矩為48 N·m。雙頭螺柱表面處理為達克羅，即：鋅鉻涂層，安裝在排氣歧管法蘭上，排氣歧管材料為球墨鑄鐵，為達到防銹，其表面涂抹防銹油，故計算使用摩擦系數m取值為：0.1。根據公式（7）、（8）計算，M10×1.25-10.9螺栓在各種裝配情況下對應的力矩上下限值見表3。

表3　M10×1.25-10.9力矩上下限值表

根據表3的計算值，擰緊力矩48±3 N·m是不會存在問題的。

2.6.3雙頭螺柱受力分析

筆者計算的數值，均是基于六角頭螺栓或者螺母（圖5）的結構。這種螺母與雙頭螺柱的聯接，與被聯接件有較大的接觸面，對被聯接件壓應力較小。而雙頭螺柱裝配在法蘭上螺孔時，裝配接觸僅有螺孔的螺紋段、圓柱段下端即螺栓擠壓處A（被破壞處）。

圖5　雙頭螺柱安裝圖、失效位置

簡化零件如圖6，預緊力 FV即F1’=F1。擰緊螺柱時，產生螺柱擰緊力矩MA1,該力矩是由螺孔和螺柱接觸的螺紋力矩 MG1和螺孔上端與雙頭螺柱圓柱段下端的摩擦力矩 MKR1構成。

圖6　雙頭螺柱安裝簡化圖

將A處放大，各力方向見圖7。

圖7　雙頭螺柱微觀受力圖

當雙頭螺柱裝配在法蘭上時：

螺柱受向上力：F1’=F1段+F3段+ΣF(n-1)上（n為螺牙數量）；

螺柱受向下力：F1=F2段+F4段+ΣF(n-1)下（n為螺牙數量）；

當 F1段+F3段>F2段+F4段，相差的力，由螺柱下端ΣF（n-1）來平衡。因螺柱材料較法蘭材料硬，當壓應力足夠大時，螺孔就被壓潰。故：當力矩足夠大時，與螺柱1段、2段、3段等對應的螺牙均會被壓潰，直到4段以及以下螺牙受擠壓而產生平衡。出現這樣的情況是相當危險，極端情況會造成所有螺孔螺紋被壓潰，產生聯接失效的情況。

2.6.4壓應力計算及力矩值關系探討

前面說過，雙頭螺柱擰緊后，受到向上的力F1’和向下的力F1相等。假設M10×1.25-10.9雙頭螺柱擰緊后，最上面的一個螺牙完全接觸（圖8），摩擦系數為0.1，材料屈服強度為：450Mpa,計算此時各種力矩,施加在向上螺孔螺紋面的壓應力，得到擰緊力矩、屈服強度、摩擦系數圖，見圖9。此圖說明了：當力矩達到30 N·m時，螺牙受到的壓應力超過了材料屈服強度，而在擰緊力矩大于30 N·m時，螺孔開始受到破壞，原來使用的擰緊力矩48±3 N·m，勢必會壓潰螺孔。

圖8　擰緊時，螺牙接觸示意圖

圖9　擰緊力矩、屈服強度、摩擦系數關系

在實際檢測（臺架，下同）中，采用10、20、25、30、40、45 N·m數值作為擰緊力矩，出現螺孔螺紋被壓潰的情況，與圖9得到的結論一致，其中，45 N·m的狀況見圖10，上端有3牙被壓潰。

圖10　擰緊力矩45 N·m實測圖

3 解決方法

3.1確定擰緊力矩值

通過分析結構及受力情況，得出了原擰緊力矩過大的結論。那么，選用多大的才合適呢？在圖 9上采用畫圖法，摩擦系數為 0.1，選用小于材料屈服強度為 450Mpa的數值為10～30 N·m。只有使用這一范圍的擰緊力矩，F1’對螺孔產生的壓應力才不會大于其屈服強度，而造成破壞。

本雙頭螺柱裝配階段有兩種，即僅雙頭螺柱的安裝和有螺母夾緊的安裝。而受力有 4種受力情況：（1）僅安裝雙頭螺柱，前面已經分析過，此時MA1=MG1+MKR1；（2）安裝螺母，夾緊力較小時，螺母作用在螺柱上端的力F2，與排氣歧管法蘭作用在螺柱圓柱段下端的力F3之和，等于排氣歧管法蘭作用在螺柱下端的力F1，此時，F3>0，見圖11 a；此時，螺母的力矩 MA2=MG2+MKR2，螺柱下方的力矩 MA13=MG1+MKR1+ MG3+MKR3；（3）當MA2繼續增加，直到F2=F1時，此時F3=0，MA3=0，見圖11b；（4）再繼續增加螺母力矩MA2，F1也會同時增大，且F2=F1，F3依然為0，此時，需要校核MG3對排氣歧管法蘭螺孔的破壞性，以防失效。

圖11　雙頭螺柱及螺母安裝示意圖

結論：不管安裝螺母的擰緊力矩怎么變化，雙頭螺柱作用在排氣歧管法蘭的力 F3只能是維持原作用力或者變小直至為0。雙頭螺柱安裝力矩，與螺母安裝力矩沒有直接關系。因此，在選取雙頭螺柱的依據是：小于30 N·m，在裝配過程中，雙頭螺柱不松脫。

經過在臺架上，測試10、20、25、30 N·m等多種力矩，最后選用25±2 N·m。

3.2確定擰緊力矩值

圖12是在臺架上測試，使用25 N·m的擰緊力矩之后，拆解照片。被破壞的螺牙約為1個，與使用擰緊力矩為48 N·m時損壞3牙相比，破壞輕微，這與預期情況相吻合。

圖12　擰緊力矩25N·m實測圖

2015年1月在生產中實施，在已生產的75000臺發動機的過程中，至今沒有再出現此質量問題。

4 結論

雙頭螺柱的安裝，因其結構不同于六角螺栓，第一安裝時，受力面大小及方向不同，決定了擰緊力矩產生的壓應力，不能超出安裝螺孔材料的屈服強度；在安裝與之匹配的螺母時，又不能因雙頭螺柱的擰緊力矩太小而造成裝配失敗，因此我們通過畫圖法選取一定范圍的數值進行測試，尋找到了可靠的擰緊力矩，解決問題。希望能夠提供給大家，作為一種選取雙頭螺柱擰緊力矩的參照。

符 號 說 明

AS—螺紋公稱應力截面積；D—螺栓外徑；DKm—螺栓頭部摩擦力矩有效直徑；DW—支撐面摩擦力矩的等效直徑；d—外螺紋大徑；d1—螺紋小徑；d2—螺紋中徑；dh—接觸的支撐面內徑； dw—接觸的支撐面外徑； FPH—螺栓所受徑向力；FPV—螺栓所受軸向力；f—貼合面間摩擦系數，0.1；K—力矩系數；Kf—可靠性系數；MA—螺栓擰緊力矩；MG—螺紋力矩；MKR—螺釘頭部摩擦力矩；m（公式1）—貼合面個數，此結構為“1”；m（公式 8）—擰緊精度；P—螺距；SS—預緊聯接安全系數；α—螺紋牙型角；α'—螺紋牙側角；β=2°30′；μs—螺紋摩擦系數；μw—支撐面摩擦系數；ρ=arctan(μs)； σS—螺栓屈服點；φ—螺紋升角；—被聯接面相對剛度，金屬聯接，為：0.2～0.3；。

[1] 周龍保.內燃機學[M].北京:機械工業出版社,2006.

[2] GB/T 197-2003.普通螺紋 公差[S].北京:國家質量監督檢驗檢疫總局,2003.

[3] GB/T 16823.1-1997.螺紋緊固件應力截面積和承載面積[S].北京:中國標準出版社,1997.

[4] GB/T 16823.2-1997 螺紋緊固件緊固通則[S].北京:中國標準出版社,1997.

[5] GB/T 16823.3-2010.緊固件 扭矩-夾緊力試驗[S].北京:中國標準出版社,2011.

[6] GB/T 518-2013.汽車用螺紋緊固件緊固扭矩[S].北京:中國計劃出版社,2013.

[7] GB/T 9145-2003.普通螺紋 中等精度、優選系列的極限尺寸[S].北京:國家質量監督檢驗檢疫總局,2003.

[8] 德國 BOSCH公司編. BOSCH汽車工程手冊[M].魏春源,譯.北京:北京理工大學出版社,2009.

[9] 陳亭志.螺栓選型和裝配扭矩的計算方法研究[J].機械工程師,2014,(6):77-79.

Research and solution of the installation failure of double-end stud

Normally, it is easy to know the calculate method of tightening torque for bolt/nut assembly, or to get the recommended value. However, such information is rare for stud assembly. During the daily work, product engineer would calculate the tightening torque of stud based on the value of hexagonal bolt, but over-torque issue would be generated and thread will be screwed if such method adopted.In this paper, such kind of issues will be solved by analyzing stud assembly structure, making assembly tests, then proper tightening torques will be selected.

Double-end stud; installation; torque; research

TH131.3

A

1008-1151(2015)07-0061-05

2015-06-11

蔣士洪（1968－），男，上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心工程師，從事發動機零部件設計。