通過實(shí)驗(yàn)分析擰緊 螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

通過實(shí)驗(yàn)分析擰緊 螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

在汽車裝配方面，螺紋緊固方式較為常用的有扭矩法、扭矩加轉(zhuǎn)角法和屈服點(diǎn)法共3類。

其中，扭矩加轉(zhuǎn)角法因其可降低因螺紋摩擦系數(shù)波動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)角擰緊所產(chǎn)生的預(yù)緊力的影響，設(shè)計(jì)預(yù)緊力可取到螺栓屈服強(qiáng)度的80%以上，已在越來越多的汽車底盤關(guān)鍵部位得到應(yīng)用。

常規(guī)緊固件摩擦面積單一，旋轉(zhuǎn)方式都以螺母為主要擰緊對(duì)象，便于計(jì)算和模擬。但某些特殊的緊固部位，受空間所限，擰緊設(shè)備無(wú)法伸入，只能通過夾持螺母旋轉(zhuǎn)螺栓達(dá)到緊固。

如何在夾緊力一定的前提下確定這類特殊擰緊設(shè)備所需的監(jiān)測(cè)扭矩上限，在同樣裝配環(huán)境下，對(duì)擰緊螺母和擰緊螺栓保證相同夾緊力所需要的扭矩差異進(jìn)行試驗(yàn)對(duì)比研究。

理論分析

由機(jī)械設(shè)計(jì)理論可知，螺母或螺栓擰緊時(shí)的旋轉(zhuǎn)角，與螺栓伸長(zhǎng)量及被擰緊件松動(dòng)量的總和成一定比例。

因此，可通過旋轉(zhuǎn)規(guī)定角度來達(dá)到期望預(yù)緊力，即先提供一定貼緊扭矩，令螺母與被擰緊件緊密貼合，再旋轉(zhuǎn)一個(gè)預(yù)定角度，使被擰緊件的預(yù)緊力達(dá)到預(yù)定值，即扭矩轉(zhuǎn)角法。

常用的扭矩轉(zhuǎn)角法有兩種：

一是角度控制，扭矩監(jiān)視法；

二是扭矩控制，角度監(jiān)視法。

研究對(duì)象采用角度控制，扭矩監(jiān)視法進(jìn)行操作，一方面可防止螺栓過屈服，另一方面可以保護(hù)擰緊機(jī)不因扭矩過大而損壞。

螺母擰緊扭矩T的計(jì)算公式為：

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

式中：F為預(yù)緊力；K為扭矩系數(shù)；d為螺紋公稱直徑；d2為螺紋中徑；γ為螺紋升角；ρv為螺紋當(dāng)量摩擦角，ρv=arctanf2；f2為螺紋摩擦因數(shù)；dm為螺母支撐面平均直徑，dw為螺母支撐面大徑；d0為安裝件螺紋孔直徑；f1為螺母支撐面摩擦因數(shù)。

由式（2）可知，擰緊螺母的扭矩由3部分組成，第1部分為螺紋升角，用于拉伸螺桿產(chǎn)生預(yù)緊力，約占10%，第2部分為螺紋副的內(nèi)摩擦消耗，約占40%，第3部分為支撐面的摩擦消耗，約占50%。

尚未有針對(duì)螺栓旋轉(zhuǎn)扭矩的計(jì)算公式，但從式（2）可知，螺栓旋轉(zhuǎn)過程中，較螺母旋轉(zhuǎn)方式，增加了螺栓外螺紋與被裝配件互相轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的摩擦消耗，該摩擦對(duì)螺栓伸長(zhǎng)產(chǎn)生了阻力，影響了螺紋升角，其他兩部分沒有差異。

扭矩過小會(huì)有松動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)，過大會(huì)導(dǎo)致被夾緊件變形或螺栓過屈服，故扭矩范圍需嚴(yán)控。

該車型螺紋緊固部位設(shè)計(jì)所需預(yù)緊力為(115±15)kN，選取螺栓規(guī)格為M16×1.5、10.9級(jí)，工藝扭矩設(shè)定為(180±20)N×m、90°±10°。螺栓螺紋相關(guān)參數(shù)見表1。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

表1螺栓螺紋相關(guān)參數(shù)

利用式（2）計(jì)算可得，扭矩系數(shù)K為0.18，考慮到工程制造實(shí)際中的裝配誤差，設(shè)定公差為0.01，即K為0.18±0.01。

利用式（1）計(jì)算可得設(shè)計(jì)所需扭矩為331 N×m，其允差范圍如圖1所示。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖1所需扭矩的理論允差范圍

由圖1可知，在保障該裝配部位所需夾緊力的情況下，考慮到夾緊力公差和扭矩系數(shù)誤差，*小扭矩值為272 N×m，*大扭矩值為395 N×m。

上述僅考慮了旋轉(zhuǎn)螺母的扭矩情況，但因裝配空間狹小，無(wú)合適擰緊設(shè)備能伸入，只能夾持螺母旋轉(zhuǎn)螺栓，故需考慮螺栓的螺紋與被裝配件之間的摩擦消耗，該摩擦計(jì)入螺紋升角部分，亦即在前述*大理論扭矩值基礎(chǔ)上再增加部分扭矩為所需*大扭矩。

該*大扭矩即為擰緊設(shè)備需要監(jiān)控的扭矩上限值，超過該值則需要對(duì)被裝配零件進(jìn)行質(zhì)量分析并對(duì)螺栓螺紋質(zhì)量進(jìn)行檢查。

試驗(yàn)驗(yàn)證

選取符合質(zhì)量要求的螺栓螺母組合，輔以切割開的被裝配零件，在測(cè)試臺(tái)上模擬實(shí)車狀態(tài)進(jìn)行螺母旋轉(zhuǎn)擰緊測(cè)試，切割開被裝配的零件是為保證擰緊設(shè)備有足夠的空間旋轉(zhuǎn)螺母。

獲得工藝扭矩值約為310 N×m，在理論計(jì)算范圍內(nèi)。某試樣測(cè)試扭矩轉(zhuǎn)角如圖2所示。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖2旋轉(zhuǎn)螺母獲得的裝配扭矩曲線圖

由圖2可得，螺栓屈服點(diǎn)a為517 N×m；點(diǎn)b為貼合扭矩為180 N×m時(shí)的螺栓扭矩點(diǎn)；點(diǎn)c為完成裝配工藝后的扭矩點(diǎn)，此時(shí)工藝扭矩為305 N×m，在設(shè)計(jì)扭矩的理論允差范圍內(nèi)。

將緊固件旋轉(zhuǎn)方式改為螺栓旋轉(zhuǎn)擰緊，獲得扭矩轉(zhuǎn)角如圖3所示。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖3旋轉(zhuǎn)螺栓獲得的裝配扭矩曲線圖

由圖3可知，扭矩點(diǎn)c￠對(duì)應(yīng)的扭矩值已達(dá)406 N×m，較旋轉(zhuǎn)螺母方式的理論扭矩331 N×m高出75 N×m，超出比例為22.6%，并且也超出旋轉(zhuǎn)螺母方式的理論扭矩*大值11 N×m。

通過實(shí)車批量裝配，獲得的扭矩上限樣本如圖4所示，其扭矩值范圍為319～407 N×m，該范圍較旋轉(zhuǎn)螺母理論扭矩范圍略高，其中*大扭矩前者比后者高12 N×m，超出比例約為3%。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖4達(dá)到裝配工藝后的扭矩上限樣本

對(duì)圖4中扭矩上限超過400 N×m的螺栓進(jìn)行螺紋段金相分析，如圖5所示，螺紋位置的金相組織未發(fā)現(xiàn)存在冷變形產(chǎn)生的塑性流變現(xiàn)象，說明螺紋位置不存在明顯的塑性變形，該螺栓仍處于彈性變形階段，與試驗(yàn)曲線相符。

扭矩轉(zhuǎn)角法：實(shí)驗(yàn)分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖5扭矩上限超400N×m的螺栓的螺紋段金相圖（500倍）

綜上測(cè)試，結(jié)合擰緊設(shè)備扭矩誤差，將監(jiān)控扭矩上限設(shè)置為420N×m，即超出旋轉(zhuǎn)螺母方式*大扭矩值約5%。經(jīng)過大批量裝配驗(yàn)證，未出現(xiàn)裝配件和緊固件都合格情況下的監(jiān)控扭矩誤報(bào)現(xiàn)象。

說明僅通過圖3和圖4對(duì)比進(jìn)行結(jié)論判斷并不恰當(dāng)，旋轉(zhuǎn)螺栓產(chǎn)生的扭矩較旋轉(zhuǎn)螺母的方式不會(huì)高出很多。

總結(jié)

在保證相同夾緊力前提下，旋轉(zhuǎn)螺栓緊固產(chǎn)生的扭矩值比旋轉(zhuǎn)螺母產(chǎn)生的扭矩值高3%左右，因此在選擇擰緊設(shè)備時(shí)其監(jiān)控扭矩值無(wú)需設(shè)定過大，可有效降低設(shè)備成本；

緊固件旋轉(zhuǎn)方式中，采用旋轉(zhuǎn)螺栓緊固所需要的扭矩上限，應(yīng)較旋轉(zhuǎn)螺母緊固方式高5%，否則達(dá)不到夾緊力的要求；

緊固件擰緊扭矩的確定需要較大的樣本量，否則容易導(dǎo)致結(jié)論的誤判。研究中存在樣本量偏少的問題，但測(cè)試結(jié)果和理論分析對(duì)類似問題的解決有一定的參考和借鑒意義