非金屬材料夾層螺栓緊固問題研究及分析方法

陳沖，袁清輝

(比亞迪汽車工業有限公司，廣東深圳 518118)

0 引言

螺栓是用量很大的工程應用中的關鍵聯接件，實踐中應根據實際工況合理選用螺紋的可靠性，一種能直接、準確確定螺栓緊固性能的方法具有十分重要的意義。螺栓連接產生的預緊力是直接影響機體結構靜強度和疲勞強度的重要因素之一，而預緊力通常使受拉螺栓中的平均應力增加，應力幅降低，其綜合效果提高了結構的疲勞強度[1]。傳統的擰緊力矩對于解決金屬夾層結構的連接問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。

伴隨著結構材料的進步與發展，結合非金屬材料密度低、比強度高、比剛度高、耐熱性和化學穩定性好等優異的性能[2-3]，它在結構應用型材料和功能應用型材料中得到了廣泛應用，應用領域涵蓋宇航航空、軍事國防、醫療器械、體育用品、建筑、汽車工業等。

根據常用的非金屬材料受到壓力時的疲勞曲線，并根據螺栓緊固力矩與預緊力的關系計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計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用中的重要參考依據。據此，非金屬材料被緊固時，需要進行螺栓緊固力矩問題分析與試驗研究。

1 非金屬材料緊固問題

某車型試制階段在裝配制動液壺時，擰緊螺栓出現成批簧片螺母下PP板發白現象(圖1圓圈內)，且板上有裂紋產生。為此，組織專項問題分析。螺栓規格為M6×16，等級為8.8級，表面涂層為達克羅/美加力(無鉻鋅鋁涂層)，設計要求螺栓的總摩擦因數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不在要求的范圍之內且摩擦因數低于設計時要求的范圍。為確定是否由螺栓總摩擦因數過低的原因造成，現通過理論計算，試驗驗證、分析，進行結果判定。

圖1 非金屬材料緊固螺栓現象圖

由于緊固力矩與螺栓總長度沒有直接關系，所裝配螺栓M6太短，無法用SCHATZ臥式螺紋緊固試驗分析試驗機進行摩擦因數測試，現選取相同表面涂層、螺紋規格接近、相同等級、螺紋長度較長的M6×45螺栓進行測試。

2 摩擦因數測試及計算

2.1 緊固力矩值核算理論

緊固系統預緊力與螺栓表面處理狀態、潤滑條件和支撐面材料選擇相關，為此進行基本理論分析[2-6]，螺栓緊固力矩與預緊力關系式為

T=K×F×d

(1)

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

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

式中：pS為預緊力接觸面受到的壓力，計算非金屬材料時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緊壓力；S0為預緊力接觸面面積，即平墊圈壓緊面有效面積。

式中：d2為墊片公稱外徑；d1為墊片公稱內徑。

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

2.2 來料測試數據及曲線

試驗機設置程序根據GB/T 3098.1-2010《緊固件機械性能 螺栓、螺釘和螺柱》中M6螺栓的8.8級保證載荷75%模擬切斷值進行試驗，即8.7 kN來料測試數據及曲線[7]。試驗參考ISO16047-2005進行，供應商提供的測試數據見表1、表2，試驗曲線見圖2、圖3。

表1 來料螺栓測試數據

表2 供應商提供螺栓測試數據統計分析

表中：μb為螺栓端部摩擦因數；μth為螺紋副摩擦因數；μtot為螺栓的總摩擦因數；α為緊固旋轉角度；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曲線

圖3 角度與總扭矩試驗曲線

單個螺栓總摩擦因數設計值為μtot=0.18～0.24，結合供應商的螺栓測試數據(表1)和數據統計分析(表2) 可知，出現μtot低于設計要求的現象，平均值μtot=0.17也未在要求的范圍之內。圖2所示的總扭矩與緊固軸力(預緊力)的關系曲線說明它們之間呈正比關系，結合表1，總摩擦因數μtot與緊固軸力呈反比關系；圖2中曲線末端說明緊固軸力并未隨著總扭矩的增加而增加, 而是當總力矩增大到一定程度時, 被連接夾層材料已經進入塑性狀態或非金屬材料夾層已經局部脫粘、分層, 這時結構的靜力和疲勞性能不但沒能得到改善, 反而大幅度降低。圖3說明螺栓與螺母的旋合角度與總扭矩呈正比關系，至曲線末端由于緊固軸力使夾層材料出現結構破壞。

2.3 抽樣測試數據及曲線

2.3.1 以保證載荷的75%為切斷值進行測試

試驗機設置程序根據GB/T 3098.1-2010《緊固件機械性能 螺栓、螺釘和螺柱》中M6螺栓的8.8級保證載荷75%模擬切斷值進行試驗，即8.7 kN。試驗參考ISO16047-2005進行，實驗室測試數據見表3、表4，試驗曲線見圖4—圖6，測試后樣品見圖7。

表3 抽樣螺栓測試數據(8.7 kN)

表4 抽樣測試數據統計分析(8.7 kN)

圖4 軸向夾緊力與總扭矩關系曲線(8.7 kN)

圖5 軸向夾緊力與螺紋扭矩(螺紋摩擦因數μth)關系曲線(8.7 kN)

圖7 樣品試驗后(8.7 kN)

由表3、表4的試驗數據可知：實驗室以切斷值為8.7 kN 所測單個螺栓及5個螺栓的平均值試驗數據均未在設計要求范圍之內，平均總摩擦因數μtot為0.12，與設計要求和供應商測試相比，差值較大。此時若投入裝配線，會出現相同扭矩下，夾緊力較大，超過設計時所需的夾緊力，造成現在裝配線所出現的現象，連接件損壞。

從圖4可看出：軸向夾緊力與總扭矩的曲線關系與來料曲線圖趨勢一致。針對問題原因的查找，進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，明確可知摩擦因數與軸向夾緊力呈反比，需要設計合理的摩擦因數才能達到預緊力最佳效果。試驗后樣品如圖7所示，螺栓頭部均在頭部下墊圈上轉動摩擦，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進行測試

以此切斷值為設計峰值要求進行測試。測試數據見表5、表6，試驗曲線見圖8—圖10，測試后樣品見圖11。

表5 我方實驗室螺栓測試數據(15.6 N·m)

表6 抽樣測試數據統計分析(15.6 N·m)

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

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

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

圖11 樣品試驗后(15.6 N·m)

由表5、表6可知：實驗室以切斷值為15.6 N·m所測單個螺栓及5個螺栓的平均值試驗數據均未在設計要求范圍之內，平均總摩擦因數μtot為0.15，與設計要求和供應商測試相比，差值較大；此時若投入裝配線，會出現相同扭矩下，夾緊力較大，超過設計時所需的夾緊力，造成現在裝配線所出現的現象，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，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系與來料曲線圖趨勢一致，從曲線末端可以看出，螺栓的摩擦因數對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系和螺紋扭矩關系更加明顯。可知，螺栓緊固非金屬材料時需要對軸向緊固力進行控制，而有效的方法是控制螺栓的摩擦因數。試驗后樣品如圖11所示，螺栓頭部均在頭部下墊圈上轉動摩擦，頭部摩擦直徑量取墊圈上所磨損的痕跡。

2.4 夾緊力計算

第2.2及2.3節是為了研究其影響的關鍵因素，確定其影響的重要程度，而在分析的過程中設計到軸向夾緊力問題。在設計初期需要估算軸向夾緊力，方法有兩種：(1)通過CAE技術，根據結構尺寸、設計的螺栓的摩擦因數范圍值進行仿真獲得；(2)通過第2.3節的基礎理論，以材料力學和工程力學作為數值計算的依據，編程制作小軟件“螺栓預緊力和力矩計算工具”。

此處利用軟件工具進行計算，輸入螺栓M6基本信息和實驗室測試的摩擦因數及頭部摩擦直徑測試數據，計算和評估螺栓的夾緊力是否在允許范圍之內。

2.4.1 切斷值8.7 kN 測試的數據計算

由圖12可以得到：切斷值為8.7 kN,引用試驗獲得的螺栓端部摩擦因數μb及螺紋副摩擦因數μth(分別為0.12和0.13)，獲得其軸向夾緊力為11.15 kN。從強度校核來看，這個型號的螺栓在此緊固系統環境會出現斷裂風險。

2.4.2 切斷值15.6 N·m 測試的數據計算

由圖13可以得到：切斷值為15.6 N·m,引用試驗獲得的螺栓端部摩擦因數μb及螺紋副摩擦因數μth(都為0.15)，獲得其軸向夾緊力為9.526 kN。從強度校核來看，這個型號的螺栓在此緊固系統環境會出現斷裂風險。

3 小結

(1)擰緊螺栓M6時，造成PP板開裂、發白的原因為裝配的螺栓總摩擦因數低于設計要求范圍，相同扭矩下，軸向夾緊力較大，超過連接件所能承受的設計值極限，造成連接件損壞。

(2)從來料測試螺栓的數據表1和統計數據表2可知，單個螺栓總摩擦因數μtot出現高于或低于設計要求的情況，平均值也未在要求的范圍之內，判定批次螺栓總摩擦因數μtot不合格。

(3)以切斷值分別為8.7 kN和15.6 N·m所測單個螺栓及5個螺栓的平均值試驗數據均未在設計要求范圍之內，平均總摩擦因數μtot分別為0.12和0.15，與設計要求和供應商測試相比，差值較大；此時若投入裝配線，會出現相同扭矩下，夾緊力較大，超過設計時所需的夾緊力，造成現在裝配線所出現的現象，連接件損壞。

(4)試驗后樣品，螺栓頭部均在墊圈上轉動摩擦，頭部摩擦直徑量取墊圈上所磨損的痕跡，螺栓摩擦因數對軸向夾緊力及緊固系統有很重要的影響。

(5)實驗室兩種切斷值所測的試驗數據輸入計算工具，校核結果，報警螺栓的預緊力較大，螺栓的參數設計不合理，存在斷裂風險，其軸向夾緊力的計算可以通過計算機技術進行理論評估。

(6)由于緊固件摩擦因數低于設計部門所要求值，會造成裝配線出現連接件損壞或螺栓失效情況，因此有必要監控緊固件摩擦因數，以保證供應商提供的緊固件擰緊參數在設計部門要求范圍之內，不讓不合格產品流入應用，也能為應用環境減少不必要的經濟損失。

4 研究規劃

(1)針對不同非金屬材料進行了壓縮破壞試驗，得到不同材料的疲勞曲線并計算應用，得到它所能承受的最大安全緊固力矩值，為生產中遇到的問題提供理論和試驗依據。

(2)結合CAE技術評估緊固系統環境相關影響因素，獲取螺栓公稱直徑與軸向夾緊力及總扭矩的關系曲線。

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