相异头部结构的高强度螺栓防松性能分析

覃佳亮 肖 健 李发喜（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007）

相异头部结构的高强度螺栓防松性能分析

覃佳亮 肖 健 李发喜
（上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007）

摘 要：为了研究车间装配中所使用的不同头部结构高强度螺栓的防松性能，在经过一定理论分析后，采用横向振动试验机对规格为M10×1.25-8.8的几种高强度螺栓进行了相关振动试验。对比实验结果，得出防松效能由高到低依次为：六角法兰螺栓＞六角头+平垫螺栓＞六角头+弹垫螺栓＞六角头+平垫+弹垫螺栓＞六角头螺栓，重点指出弹簧垫圈的防松效能一般。这在车间生产中对于提升装配质量以及减少成本方面具有一定指导意义。

关键词：头部结构；高强度螺栓；横向振动；弹簧垫圈；防松

1 前言

高强度螺栓广泛应用于各工程领域，尤其是汽车工业，航空航天，船舶等重要机械以及建筑结构的连接。据统计，一辆轻型车或轿车平均用紧固件约200多种规格，总重量达40kg，其费用约占整车成本的2.5%～3.0%。美国Holmes的一份汽车维修统计报告指出，23%的维修问题是由紧固件松脱引起的12%的新车存在紧固件松紧度不正确的问题，因此螺栓的防松是一个不可忽视的问题。

根据螺栓的使用原理，可将螺栓的防松分为摩擦防松、机械防松和破坏运动副防松三种。在实际生产中，大部分螺栓需要及时装拆，因此应用最为广泛的是摩擦防松。摩擦防松主要是利用螺纹及螺纹端面之间的摩擦力来防止螺纹副在工作中产生松动的一种常用方法。汽车底盘等重要部位的螺栓多数均使用高强度螺栓，此种螺栓的防松因此显得尤为重要。为了探究不同头部结构对于高强度螺栓连接的防松效能影响，本文在理论上对螺栓连接松动机理进行了分析并通过横向振动实验对不同头部及组合方式的高强度螺栓进行了对比分析。

2 理论分析

2.1 螺栓松动机理

螺纹紧固件在完成装配受到外载荷的冲击时，在各接触面上都存在一定大小的摩擦力，这些摩擦力产生力矩阻止沿螺杆切向发生搓动。摩擦力主要产生于两个关键接触部位：螺栓与螺母的螺纹接触面以及支承面与被连接件的接触面。这两个部位产生的摩擦力提供了90%的紧固力矩。螺栓连接各个接触面上所能提供的最大摩擦力矩记为M，螺纹接触面所能提供的最大摩擦力矩记为M1，支承面所能提供的最大摩擦力矩记为M2，螺栓连接中最大的总防松力矩可以表达为式（1）：

图1 六角头螺栓

图2 六角法兰螺栓

图 3 六角头+平垫

记T为外载产生的干扰力矩，当外力产生力矩T＜M时，紧固系统内部处于力矩平衡状态，当T＞M时，螺栓就有松动的趋势。螺纹接触面所能提供的最大摩擦力矩M1满足（2）：

表1 实验材料

Q——螺栓夹紧力，kN；

d2——螺纹中径，mm；

ρ——摩擦角，rad；

μ——螺纹接触面的摩擦系数；

β——牙型半角，rad，对于三角形螺纹， tanρ=μ/cosβ；

α——螺纹螺旋升角，rad。

螺纹件被拧紧后，支承面与被连接件的摩擦而产生的防松力矩M2为：式中：

式中：

μ1——支承面与被连接件接触面之间的摩擦系数；

D2——支承面的平均直径，mm。

螺栓连接的总紧固力矩：

分析（4）式，可知紧固系统只在总力矩M等于或小于零时才有松动的趋势。而静态工况下M始终大于零，所以静态工况下，螺纹连接没有松动的趋势。在受冲击载荷时，螺栓在径向上的窜动使得螺纹接触面的摩擦系数变小（由静摩擦系数变为动摩擦系数），从而配合面的摩擦力减小，径向滑移伴随着振动的加剧而频繁，当螺纹配合面的摩擦力矩不能抵抗螺栓的扭转弹力作用时，螺纹接触面开始切向转动，随着转动的角度变大，预紧力衰退加剧。

3 实验分析

在理论分析中可以得出，螺栓松动是由于连接时受到瞬时的较大冲击、连续的振动或者温度的变化幅度较大，导致了拧紧力矩的减小。为了探究在实际中不同头部结构对于螺栓防松所能起到的效能，设计了如下横向振动实验。

3.1 实验准备

实验选取M10x1.25-8.8高强度螺栓进行防松振动实验，实验仪器是安布内科横向振动试验机。实验的材料分别有六角头螺栓、六角头法兰螺栓、六角头+平垫、六角头+弹垫、六角头+平垫+弹垫，参数见表1。

3.2 实验过程

为了验证正常情况系下螺栓的防松性能，实验须保证螺栓处于正常拧紧状态。故选择屈服轴向力的70%初始预紧力，对实验螺栓进行预紧。由于实验螺栓的摩擦系数统一在0.15±0.03，根据QC/T518-2007查出屈服轴向力为27.8kN，故选择19.5kN作为初始预紧力可保证拧紧。横向振动的振幅定为±1.0mm。实验过程严格按照GB/T10431-2008规定进行。

3.3 实验结果及分析

按照 GB/T 10431—2008 的规定将螺栓安装到试验机上，实测预夹紧力为19.5 kN～20 kN。通过振动试验机进行横向振动迫使螺栓松脱，采集轴力随时间衰减的曲线，试验结果如图2-6 所示。图中Y轴表示的是残余轴向力与初始预紧力的比值，即残余比。

3.3.1 六角头螺栓

六角头螺栓10件样品中有一件样品在振动时轴力持续衰减，振动结束时衰减高达40%，其余9件在前30秒衰减较快，30秒后渐趋稳定，残余比大致范围在85%～90%之间。

图4 六角头+弹垫

图5 六角头+平垫+弹垫

图6 五组不同头部和组合方式螺栓振动轴力衰减对比曲线

3.3.2 六角法兰螺栓

六角法兰螺栓拧紧后实测预夹紧力为19.5kN～20kN，轴力时间曲线如图2所示。法兰螺栓的10件试样在振动过程中保持了良好的紧固能力，轴力衰减约为6%～12%，说明六角法兰螺栓具有良好的防松性能。

3.3.3 六角螺栓与平垫圈组合件

六角螺栓+平垫圈的实测预夹紧力为 19.5kN～20kN，轴力时间曲线如图3所示。六角螺栓+平垫圈的10件试样同六角法兰螺栓类似，但其10件样件衰减曲线更加集中，说明六角螺栓+平垫圈的样件之间防松能力差异很小，各单体防松能力及其一致性良好。

3.3.4 六角螺栓与弹簧垫圈组合件

六角螺栓+弹簧垫圈的实测预夹紧力同样为19.5kN～20kN，轴力时间曲线如图4所示。此种组合的

10 件试件中，有两件试件在振动过程中轴力衰减明显，120s振完之后残余轴力剩余70%左右，其余八组的残余轴向力仍然保持了较高的水平。

3.3.5 六角螺栓与弹簧垫圈和平垫圈组合件

六角螺栓与弹簧垫圈和平垫圈组合件的实测预夹紧力保持不变，为19.5kN～20 kN，轴力时间曲线如图5所示。10件试样在完成振动1500次后，残余轴力与初始轴力的值仍保持在 87%～94%，说明其防松性能优良。

3.3.6 综合对比

对实验数据进行处理，考虑到试验过程中可能出现的个体误差，将衰减明显的组别进行筛选剔除，得到五组样件振动过程中关键点的轴力衰减残余比。利用MATLAB软件对各组样件的衰减曲线进行拟合，得到最终的对比曲线，如图6所示。

通过图6中五组试验样件的轴力衰减对比曲线，可以得到以下结论：

在进行横向振动之后，连接螺栓的轴力都有不同程度的衰减，但总体上而言均能保持80%以上的残余轴向力，其中六角头螺栓衰减达到14%左右，六角法兰螺栓和六角头螺栓+平垫圈的轴力衰减仅为8%，六角头+弹簧垫圈的螺栓轴力衰减达8.3%，较上两组衰减更多，六角头+平垫+弹垫的衰减程度为10%。

在振动实验结果中，发现加装了弹簧垫圈的螺栓防松能力并不理想，其中，六角头+平垫螺栓的残余比甚至大于六角头+弹垫+平垫螺栓。主要由于增加平垫圈后另加弹簧垫圈相当于多了一个可活动的接触面，而连接过程中由于材料表面的工艺误差会使微观表面具有许多的凹陷和不平，增大连接间隙，同时使用弹簧垫圈时，弹簧垫圈仅开口处与被连接件进行接触，这属于线接触，稳定性没有平垫圈的面接触好，减小了螺纹的残余预紧力，因此在一直受横向振动冲击时很可能会由于张开使得防松效果下降。

结论

（1）通过理论分析，得出螺栓防松性能的影响因素包括预紧力大小，摩擦系数范围，支承面直径，以及螺栓本身的强度规格等。

（2）通过对不同头部结构的五组螺栓进行防松振动试验并对实验结果进行对比分析后得出：对于8.8级高强度螺栓，在保证拧紧的情况下，五组螺栓都能达到实际的生产装配要求。在振动过程中，残余轴向力与初始轴向力的比值在最初20s内衰减很显著，随后衰减速度逐渐变慢，最后衰减曲线基本趋于平缓。

（3）防松效能由低到高依次为：六角法兰螺栓＞六角头+平垫螺栓＞六角头+弹垫螺栓＞六角头+平垫+弹垫螺栓＞六角头螺栓。其中，六角头与平垫弹垫组合件螺栓防松效果比六角头与平垫圈组合螺栓防松效果差（前者残余比趋于0.9，后者趋于0.92），故可说明在8.8级高强度螺栓连接中，弹簧垫圈所能起到的防松作用不大，甚至可能会减弱防松效能。

参考文献

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中图分类号：TH13

文献标识码：A