非金屬材料夾層螺栓緊固問(wèn)題研究及分析方法

陳沖，袁清輝

(比亞迪汽車(chē)工業(yè)有限公司，廣東深圳 518118)

0 引言

螺栓是用量很大的工程應(yīng)用中的關(guān)鍵聯(lián)接件，實(shí)踐中應(yīng)根據(jù)實(shí)際工況合理選用螺紋的可靠性，一種能直接、準(zhǔn)確確定螺栓緊固性能的方法具有十分重要的意義。螺栓連接產(chǎn)生的預(yù)緊力是直接影響機(jī)體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度的重要因素之一，而預(yù)緊力通常使受拉螺栓中的平均應(yīng)力增加，應(yīng)力幅降低，其綜合效果提高了結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度[1]。傳統(tǒng)的擰緊力矩對(duì)于解決金屬夾層結(jié)構(gòu)的連接問(wèn)題起到了重要的作用，GB 50149-2010中考慮了不同材料所能承受的緊固力矩的大小。

伴隨著結(jié)構(gòu)材料的進(jìn)步與發(fā)展，結(jié)合非金屬材料密度低、比強(qiáng)度高、比剛度高、耐熱性和化學(xué)穩(wěn)定性好等優(yōu)異的性能[2-3]，它在結(jié)構(gòu)應(yīng)用型材料和功能應(yīng)用型材料中得到了廣泛應(yīng)用，應(yīng)用領(lǐng)域涵蓋宇航航空、軍事國(guó)防、醫(yī)療器械、體育用品、建筑、汽車(chē)工業(yè)等。

根據(jù)常用的非金屬材料受到壓力時(shí)的疲勞曲線，并根據(jù)螺栓緊固力矩與預(yù)緊力的關(guān)系計(jì)算得到非金屬材料的最大緊固力矩值，按照一定的安全系數(shù)計(jì)算非金屬材料的安全緊固力矩值，這些緊固力矩值可以作為工程應(yīng)用中的重要參考依據(jù)。據(jù)此，非金屬材料被緊固時(shí)，需要進(jìn)行螺栓緊固力矩問(wèn)題分析與試驗(yàn)研究。

1 非金屬材料緊固問(wèn)題

某車(chē)型試制階段在裝配制動(dòng)液壺時(shí)，擰緊螺栓出現(xiàn)成批簧片螺母下PP板發(fā)白現(xiàn)象(圖1圓圈內(nèi))，且板上有裂紋產(chǎn)生。為此，組織專(zhuān)項(xiàng)問(wèn)題分析。螺栓規(guī)格為M6×16，等級(jí)為8.8級(jí)，表面涂層為達(dá)克羅/美加力(無(wú)鉻鋅鋁涂層)，設(shè)計(jì)要求螺栓的總摩擦因數(shù)μtot為0.18～0.24，安裝扭矩為9.0 N·m。初步判斷為螺栓總摩擦因數(shù)不在要求的范圍之內(nèi)且摩擦因數(shù)低于設(shè)計(jì)時(shí)要求的范圍。為確定是否由螺栓總摩擦因數(shù)過(guò)低的原因造成，現(xiàn)通過(guò)理論計(jì)算，試驗(yàn)驗(yàn)證、分析，進(jìn)行結(jié)果判定。

圖1 非金屬材料緊固螺栓現(xiàn)象圖

由于緊固力矩與螺栓總長(zhǎng)度沒(méi)有直接關(guān)系，所裝配螺栓M6太短，無(wú)法用SCHATZ臥式螺紋緊固試驗(yàn)分析試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行摩擦因數(shù)測(cè)試，現(xiàn)選取相同表面涂層、螺紋規(guī)格接近、相同等級(jí)、螺紋長(zhǎng)度較長(zhǎng)的M6×45螺栓進(jìn)行測(cè)試。

2 摩擦因數(shù)測(cè)試及計(jì)算

2.1 緊固力矩值核算理論

緊固系統(tǒng)預(yù)緊力與螺栓表面處理狀態(tài)、潤(rùn)滑條件和支撐面材料選擇相關(guān)，為此進(jìn)行基本理論分析[2-6]，螺栓緊固力矩與預(yù)緊力關(guān)系式為

T=K×F×d

(1)

式中：T為螺栓的緊固力矩值；F為螺栓的預(yù)緊力；d為螺栓直徑；K為不同接觸面間的擰緊力矩系數(shù)，與摩擦因數(shù)有關(guān)。

根據(jù)材料的屈服極限壓力值計(jì)算預(yù)緊力接觸面所受的壓力，被緊固非金屬材料在實(shí)際使用中受到的壓力為螺栓的預(yù)緊力與平墊片截面面積的比值，其中平墊圈截面積計(jì)算參照GB/T 97.1-2002

式中：pS為預(yù)緊力接觸面受到的壓力，計(jì)算非金屬材料時(shí)即為非金屬材料受到的壓力；FS為屈服極限壓力值，即為平墊圈受到的螺栓預(yù)緊壓力；S0為預(yù)緊力接觸面面積，即平墊圈壓緊面有效面積。

式中：d2為墊片公稱(chēng)外徑；d1為墊片公稱(chēng)內(nèi)徑。

式(1)—式(3)中，當(dāng)pS等于非金屬材料壓力屈服極限平均值時(shí)，計(jì)算得到非金屬材料所能承受的最大緊固力矩值。依據(jù)最大緊固力矩值考慮安全系數(shù)為1.2后并取整得到安全緊固力矩值，以此作為緊固材料時(shí)需要對(duì)螺栓的緊固力矩進(jìn)行控制避免被緊固非金屬材料損壞的判據(jù)，而在其緊固過(guò)程中，其螺栓總摩擦因數(shù)為總力矩的控制參數(shù)。

2.2 來(lái)料測(cè)試數(shù)據(jù)及曲線

試驗(yàn)機(jī)設(shè)置程序根據(jù)GB/T 3098.1-2010《緊固件機(jī)械性能 螺栓、螺釘和螺柱》中M6螺栓的8.8級(jí)保證載荷75%模擬切斷值進(jìn)行試驗(yàn)，即8.7 kN來(lái)料測(cè)試數(shù)據(jù)及曲線[7]。試驗(yàn)參考ISO16047-2005進(jìn)行，供應(yīng)商提供的測(cè)試數(shù)據(jù)見(jiàn)表1、表2，試驗(yàn)曲線見(jiàn)圖2、圖3。

表1 來(lái)料螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)

表2 供應(yīng)商提供螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析

表中：μb為螺栓端部摩擦因數(shù)；μth為螺紋副摩擦因數(shù)；μtot為螺栓的總摩擦因數(shù)；α為緊固旋轉(zhuǎn)角度；Tb為螺栓端部扭矩；Tth為螺紋副扭矩。

圖2 緊固軸力與總扭矩試驗(yàn)曲線

圖3 角度與總扭矩試驗(yàn)曲線

單個(gè)螺栓總摩擦因數(shù)設(shè)計(jì)值為μtot=0.18～0.24，結(jié)合供應(yīng)商的螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)(表1)和數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析(表2) 可知，出現(xiàn)μtot低于設(shè)計(jì)要求的現(xiàn)象，平均值μtot=0.17也未在要求的范圍之內(nèi)。圖2所示的總扭矩與緊固軸力(預(yù)緊力)的關(guān)系曲線說(shuō)明它們之間呈正比關(guān)系，結(jié)合表1，總摩擦因數(shù)μtot與緊固軸力呈反比關(guān)系；圖2中曲線末端說(shuō)明緊固軸力并未隨著總扭矩的增加而增加, 而是當(dāng)總力矩增大到一定程度時(shí), 被連接夾層材料已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài)或非金屬材料夾層已經(jīng)局部脫粘、分層, 這時(shí)結(jié)構(gòu)的靜力和疲勞性能不但沒(méi)能得到改善, 反而大幅度降低。圖3說(shuō)明螺栓與螺母的旋合角度與總扭矩呈正比關(guān)系，至曲線末端由于緊固軸力使夾層材料出現(xiàn)結(jié)構(gòu)破壞。

2.3 抽樣測(cè)試數(shù)據(jù)及曲線

2.3.1 以保證載荷的75%為切斷值進(jìn)行測(cè)試

試驗(yàn)機(jī)設(shè)置程序根據(jù)GB/T 3098.1-2010《緊固件機(jī)械性能 螺栓、螺釘和螺柱》中M6螺栓的8.8級(jí)保證載荷75%模擬切斷值進(jìn)行試驗(yàn)，即8.7 kN。試驗(yàn)參考ISO16047-2005進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)室測(cè)試數(shù)據(jù)見(jiàn)表3、表4，試驗(yàn)曲線見(jiàn)圖4—圖6，測(cè)試后樣品見(jiàn)圖7。

表3 抽樣螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)(8.7 kN)

表4 抽樣測(cè)試數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析(8.7 kN)

圖4 軸向夾緊力與總扭矩關(guān)系曲線(8.7 kN)

圖5 軸向夾緊力與螺紋扭矩(螺紋摩擦因數(shù)μth)關(guān)系曲線(8.7 kN)

圖7 樣品試驗(yàn)后(8.7 kN)

由表3、表4的試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知：實(shí)驗(yàn)室以切斷值為8.7 kN 所測(cè)單個(gè)螺栓及5個(gè)螺栓的平均值試驗(yàn)數(shù)據(jù)均未在設(shè)計(jì)要求范圍之內(nèi)，平均總摩擦因數(shù)μtot為0.12，與設(shè)計(jì)要求和供應(yīng)商測(cè)試相比，差值較大。此時(shí)若投入裝配線，會(huì)出現(xiàn)相同扭矩下，夾緊力較大，超過(guò)設(shè)計(jì)時(shí)所需的夾緊力，造成現(xiàn)在裝配線所出現(xiàn)的現(xiàn)象，連接件損壞。

從圖4可看出：軸向夾緊力與總扭矩的曲線關(guān)系與來(lái)料曲線圖趨勢(shì)一致。針對(duì)問(wèn)題原因的查找，進(jìn)行了軸向夾緊力與螺栓端面扭矩曲線(圖5)及螺紋扭矩曲線(圖6)分析，明確可知摩擦因數(shù)與軸向夾緊力呈反比，需要設(shè)計(jì)合理的摩擦因數(shù)才能達(dá)到預(yù)緊力最佳效果。試驗(yàn)后樣品如圖7所示，螺栓頭部均在頭部下墊圈上轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦，頭部摩擦直徑量取墊圈上所磨損的痕跡。

2.3.2 以切斷值15.6 N·m進(jìn)行測(cè)試

以此切斷值為設(shè)計(jì)峰值要求進(jìn)行測(cè)試。測(cè)試數(shù)據(jù)見(jiàn)表5、表6，試驗(yàn)曲線見(jiàn)圖8—圖10，測(cè)試后樣品見(jiàn)圖11。

表5 我方實(shí)驗(yàn)室螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)(15.6 N·m)

表6 抽樣測(cè)試數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)分析(15.6 N·m)

圖8 軸向夾緊力與總扭矩(總扭矩摩擦因數(shù)μtot)關(guān)系曲線(15.6 N·m)

圖9 軸向夾緊力與螺紋扭矩(螺紋摩擦因數(shù)μth)關(guān)系曲線(15.6 N·m)

圖10 軸向夾緊力與端面扭矩(端面摩擦因數(shù)μb)關(guān)系曲線(15.6 N·m)

圖11 樣品試驗(yàn)后(15.6 N·m)

由表5、表6可知：實(shí)驗(yàn)室以切斷值為15.6 N·m所測(cè)單個(gè)螺栓及5個(gè)螺栓的平均值試驗(yàn)數(shù)據(jù)均未在設(shè)計(jì)要求范圍之內(nèi)，平均總摩擦因數(shù)μtot為0.15，與設(shè)計(jì)要求和供應(yīng)商測(cè)試相比，差值較大；此時(shí)若投入裝配線，會(huì)出現(xiàn)相同扭矩下，夾緊力較大，超過(guò)設(shè)計(jì)時(shí)所需的夾緊力，造成現(xiàn)在裝配線所出現(xiàn)的現(xiàn)象，連接件損壞。相比于表3、表4可以看出：螺栓切斷值增加需要更大總摩擦因數(shù)，才能確保最大總扭矩Tmax不破壞夾緊件，合理的軸向夾緊力，轉(zhuǎn)化到防松緊固上的能量足夠。

從圖8可看出：軸向夾緊力與總扭矩的曲線關(guān)系與來(lái)料曲線圖趨勢(shì)一致，從曲線末端可以看出，螺栓的摩擦因數(shù)對(duì)軸向夾緊力影響變大，軸向夾緊力占總扭矩的比例下降。從圖9、圖10可以看出：軸向夾緊力與端面扭矩關(guān)系和螺紋扭矩關(guān)系更加明顯。可知，螺栓緊固非金屬材料時(shí)需要對(duì)軸向緊固力進(jìn)行控制，而有效的方法是控制螺栓的摩擦因數(shù)。試驗(yàn)后樣品如圖11所示，螺栓頭部均在頭部下墊圈上轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦，頭部摩擦直徑量取墊圈上所磨損的痕跡。

2.4 夾緊力計(jì)算

第2.2及2.3節(jié)是為了研究其影響的關(guān)鍵因素，確定其影響的重要程度，而在分析的過(guò)程中設(shè)計(jì)到軸向夾緊力問(wèn)題。在設(shè)計(jì)初期需要估算軸向夾緊力，方法有兩種：(1)通過(guò)CAE技術(shù)，根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸、設(shè)計(jì)的螺栓的摩擦因數(shù)范圍值進(jìn)行仿真獲得；(2)通過(guò)第2.3節(jié)的基礎(chǔ)理論，以材料力學(xué)和工程力學(xué)作為數(shù)值計(jì)算的依據(jù)，編程制作小軟件“螺栓預(yù)緊力和力矩計(jì)算工具”。

此處利用軟件工具進(jìn)行計(jì)算，輸入螺栓M6基本信息和實(shí)驗(yàn)室測(cè)試的摩擦因數(shù)及頭部摩擦直徑測(cè)試數(shù)據(jù)，計(jì)算和評(píng)估螺栓的夾緊力是否在允許范圍之內(nèi)。

2.4.1 切斷值8.7 kN 測(cè)試的數(shù)據(jù)計(jì)算

由圖12可以得到：切斷值為8.7 kN,引用試驗(yàn)獲得的螺栓端部摩擦因數(shù)μb及螺紋副摩擦因數(shù)μth(分別為0.12和0.13)，獲得其軸向夾緊力為11.15 kN。從強(qiáng)度校核來(lái)看，這個(gè)型號(hào)的螺栓在此緊固系統(tǒng)環(huán)境會(huì)出現(xiàn)斷裂風(fēng)險(xiǎn)。

2.4.2 切斷值15.6 N·m 測(cè)試的數(shù)據(jù)計(jì)算

由圖13可以得到：切斷值為15.6 N·m,引用試驗(yàn)獲得的螺栓端部摩擦因數(shù)μb及螺紋副摩擦因數(shù)μth(都為0.15)，獲得其軸向夾緊力為9.526 kN。從強(qiáng)度校核來(lái)看，這個(gè)型號(hào)的螺栓在此緊固系統(tǒng)環(huán)境會(huì)出現(xiàn)斷裂風(fēng)險(xiǎn)。

3 小結(jié)

(1)擰緊螺栓M6時(shí)，造成PP板開(kāi)裂、發(fā)白的原因?yàn)檠b配的螺栓總摩擦因數(shù)低于設(shè)計(jì)要求范圍，相同扭矩下，軸向夾緊力較大，超過(guò)連接件所能承受的設(shè)計(jì)值極限，造成連接件損壞。

(2)從來(lái)料測(cè)試螺栓的數(shù)據(jù)表1和統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表2可知，單個(gè)螺栓總摩擦因數(shù)μtot出現(xiàn)高于或低于設(shè)計(jì)要求的情況，平均值也未在要求的范圍之內(nèi)，判定批次螺栓總摩擦因數(shù)μtot不合格。

(3)以切斷值分別為8.7 kN和15.6 N·m所測(cè)單個(gè)螺栓及5個(gè)螺栓的平均值試驗(yàn)數(shù)據(jù)均未在設(shè)計(jì)要求范圍之內(nèi)，平均總摩擦因數(shù)μtot分別為0.12和0.15，與設(shè)計(jì)要求和供應(yīng)商測(cè)試相比，差值較大；此時(shí)若投入裝配線，會(huì)出現(xiàn)相同扭矩下，夾緊力較大，超過(guò)設(shè)計(jì)時(shí)所需的夾緊力，造成現(xiàn)在裝配線所出現(xiàn)的現(xiàn)象，連接件損壞。

(4)試驗(yàn)后樣品，螺栓頭部均在墊圈上轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦，頭部摩擦直徑量取墊圈上所磨損的痕跡，螺栓摩擦因數(shù)對(duì)軸向夾緊力及緊固系統(tǒng)有很重要的影響。

(5)實(shí)驗(yàn)室兩種切斷值所測(cè)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)輸入計(jì)算工具，校核結(jié)果，報(bào)警螺栓的預(yù)緊力較大，螺栓的參數(shù)設(shè)計(jì)不合理，存在斷裂風(fēng)險(xiǎn)，其軸向夾緊力的計(jì)算可以通過(guò)計(jì)算機(jī)技術(shù)進(jìn)行理論評(píng)估。

(6)由于緊固件摩擦因數(shù)低于設(shè)計(jì)部門(mén)所要求值，會(huì)造成裝配線出現(xiàn)連接件損壞或螺栓失效情況，因此有必要監(jiān)控緊固件摩擦因數(shù)，以保證供應(yīng)商提供的緊固件擰緊參數(shù)在設(shè)計(jì)部門(mén)要求范圍之內(nèi)，不讓不合格產(chǎn)品流入應(yīng)用，也能為應(yīng)用環(huán)境減少不必要的經(jīng)濟(jì)損失。

4 研究規(guī)劃

(1)針對(duì)不同非金屬材料進(jìn)行了壓縮破壞試驗(yàn)，得到不同材料的疲勞曲線并計(jì)算應(yīng)用，得到它所能承受的最大安全緊固力矩值，為生產(chǎn)中遇到的問(wèn)題提供理論和試驗(yàn)依據(jù)。

(2)結(jié)合CAE技術(shù)評(píng)估緊固系統(tǒng)環(huán)境相關(guān)影響因素，獲取螺栓公稱(chēng)直徑與軸向夾緊力及總扭矩的關(guān)系曲線。

(3)針對(duì)同一螺栓、墊圈、夾層以及同一螺母條件下的兩種不同材料、不同裝配介質(zhì)產(chǎn)生相同預(yù)緊力所需擰緊力矩研究。