通過實驗分析擰緊 螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

通過實驗分析擰緊 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、扭矩加轉角法和屈服點法共3類。

其中，扭矩加轉角法因其可降低因螺紋摩擦系數波動對轉角擰緊所產生的預緊力的影響，設計預緊力可取到螺栓屈服強度的80%以上，已在越來越多的汽車底盤關鍵部位得到應用。

常規緊固件摩擦面積單一，旋轉方式都以螺母為主要擰緊對象，便于計算和模擬。但某些特殊的緊固部位，受空間所限，擰緊設備無法伸入，只能通過夾持螺母旋轉螺栓達到緊固。

如何在夾緊力一定的前提下確定這類特殊擰緊設備所需的監測扭矩上限，在同樣裝配環境下，對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行試驗對比研究。

理論分析

由機械設計理論可知，螺母或螺栓擰緊時的旋轉角，與螺栓伸長量及被擰緊件松動量的總和成一定比例。

因此，可通過旋轉規定角度來達到期望預緊力，即先提供一定貼緊扭矩，令螺母與被擰緊件緊密貼合，再旋轉一個預定角度，使被擰緊件的預緊力達到預定值，即扭矩轉角法。

常用的扭矩轉角法有兩種：

一是角度控制，扭矩監視法；

二是扭矩控制，角度監視法。

研究對象采用角度控制，扭矩監視法進行操作，一方面可防止螺栓過屈服，另一方面可以保護擰緊機不因扭矩過大而損壞。

螺母擰緊扭矩T的計算公式為：

扭矩轉角法：實驗分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

式中：F為預緊力；K為扭矩系數；d為螺紋公稱直徑；d2為螺紋中徑；γ為螺紋升角；ρv為螺紋當量摩擦角，ρv=arctanf2；f2為螺紋摩擦因數；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。

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，用于拉伸螺桿產生預緊力，約占10%，第2部分為螺紋副的內摩擦消耗，約占40%，第3部分為支撐面的摩擦消耗，約占50%。

尚未有針對螺栓旋轉扭矩的計算公式，但從式（2）可知，螺栓旋轉過程中，較螺母旋轉方式，增加了螺栓外螺紋與被裝配件互相轉動時的摩擦消耗，該摩擦對螺栓伸長產生了阻力，影響了螺紋升角，其他兩部分沒有差異。

扭矩過小會有松動風險，過大會導致被夾緊件變形或螺栓過屈服，故扭矩范圍需嚴控。

該車型螺紋緊固部位設計所需預緊力為(115±15)kN，選取螺栓規格為M16×1.5、10.9級，工藝扭矩設定為(180±20)N×m、90°±10°。螺栓螺紋相關參數見表1。

扭矩轉角法：實驗分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

表1螺栓螺紋相關參數

利用式（2）計算可得，扭矩系數K為0.18，考慮到工程制造實際中的裝配誤差，設定公差為0.01，即K為0.18±0.01。

利用式（1）計算可得設計所需扭矩為331 N×m，其允差范圍如圖1所示。

扭矩轉角法：實驗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。

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

該*大扭矩即為擰緊設備需要監控的扭矩上限值，超過該值則需要對被裝配零件進行質量分析并對螺栓螺紋質量進行檢查。

試驗驗證

選取符合質量要求的螺栓螺母組合，輔以切割開的被裝配零件，在測試臺上模擬實車狀態進行螺母旋轉擰緊測試，切割開被裝配的零件是為保證擰緊設備有足夠的空間旋轉螺母。

獲得工藝扭矩值約為310 N×m，在理論計算范圍內。某試樣測試扭矩轉角如圖2所示。

扭矩轉角法：實驗分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖2旋轉螺母獲得的裝配扭矩曲線圖

由圖2可得，螺栓屈服點a為517 N×m；點b為貼合扭矩為180 N×m時的螺栓扭矩點；點c為完成裝配工藝后的扭矩點，此時工藝扭矩為305 N×m，在設計扭矩的理論允差范圍內。

將緊固件旋轉方式改為螺栓旋轉擰緊，獲得扭矩轉角如圖3所示。

扭矩轉角法：實驗分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖3旋轉螺栓獲得的裝配扭矩曲線圖

由圖3可知，扭矩點c￠對應的扭矩值已達406 N×m，較旋轉螺母方式的理論扭矩331 N×m高出75 N×m，超出比例為22.6%，并且也超出旋轉螺母方式的理論扭矩*大值11 N×m。

通過實車批量裝配，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%。

扭矩轉角法：實驗分析擰緊螺母和擰緊螺栓的扭矩上限

圖4達到裝配工藝后的扭矩上限樣本

對圖4中扭矩上限超過400 N×m的螺栓進行螺紋段金相分析，如圖5所示，螺紋位置的金相組織未發現存在冷變形產生的塑性流變現象，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，與試驗曲線相符。

扭矩轉角法：實驗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）

綜上測試，結合擰緊設備扭矩誤差，將監控扭矩上限設置為420N×m，即超出旋轉螺母方式*大扭矩值約5%。經過大批量裝配驗證，未出現裝配件和緊固件都合格情況下的監控扭矩誤報現象。

說明僅通過圖3和圖4對比進行結論判斷并不恰當，旋轉螺栓產生的扭矩較旋轉螺母的方式不會高出很多。

總結

在保證相同夾緊力前提下，旋轉螺栓緊固產生的扭矩值比旋轉螺母產生的扭矩值高3%左右，因此在選擇擰緊設備時其監控扭矩值無需設定過大，可有效降低設備成本；

緊固件旋轉方式中，采用旋轉螺栓緊固所需要的扭矩上限，應較旋轉螺母緊固方式高5%，否則達不到夾緊力的要求；

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