摩擦系數(shù)對(duì)螺栓裝配質(zhì)量影響的研究

許新軍

(歌爾股份有限公司,山東 濰坊 262000)

螺紋聯(lián)接是最為常用且有效的聯(lián)接方式之一,在各行業(yè)中均發(fā)揮著重要作用。以家用轎車為例,每輛車裝配的螺釘數(shù)量多達(dá)1500件。由于螺紋聯(lián)接質(zhì)量決定了汽車裝配質(zhì)量和駕乘的安全性,為保證螺紋緊固件的裝配質(zhì)量和服役壽命,需要嚴(yán)格控制其夾緊力[1]。目前螺紋聯(lián)接件最經(jīng)濟(jì)可行的裝配工藝是通過控制擰緊力矩監(jiān)控緊固件的軸向預(yù)緊力[2],而軸向預(yù)緊力是評(píng)判螺紋聯(lián)接質(zhì)量的重要參數(shù)。螺紋緊固件在擰緊過程中,要克服螺紋副、螺(栓)釘頭部與被聯(lián)接件的摩擦力,剩余的扭矩才轉(zhuǎn)化成螺(栓)釘?shù)妮S向力。

本文研究了螺栓擰緊過程中摩擦系數(shù)、軸向力以及擰緊力矩的變化關(guān)系;并對(duì)摩擦系數(shù)與扭矩法裝配及扭矩轉(zhuǎn)角法裝配的影響進(jìn)行了理論分析,分析了摩擦系數(shù)對(duì)裝配質(zhì)量的影響。利用多功能緊固分析系統(tǒng)和橫向振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)對(duì)扭矩系數(shù)和防松性能進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證,定量的確定摩擦系數(shù)對(duì)裝配質(zhì)量的影響程度。

1 摩擦性能及理論分析

1.1 螺紋緊固件擰緊過程中扭矩的分配

螺(栓)釘?shù)嚷菁y緊固件在裝配過程中,螺桿螺紋與被連接件(或螺母)擰緊過程中存在螺紋副的摩擦,螺(栓)釘頭部與被聯(lián)接件接觸存在端面摩擦,隨著扭矩的持續(xù)增大螺桿被拉伸產(chǎn)生軸向拉伸力,也被稱作是軸向預(yù)緊力。大量研究表明,裝配過程中90%的扭矩用于克服螺紋副和端面摩擦,剩余的10%轉(zhuǎn)化為緊固件的軸向預(yù)緊力[3-4]。而擰緊力矩T與摩擦系數(shù)及緊固件的參數(shù)之間的關(guān)系如下:

(1)

(2)

式中:d0為螺紋公稱直徑,mm;Fv為預(yù)緊力,N;K為扭矩系數(shù);T為擰緊力矩,N·mm;φ為螺紋螺旋角;ρv為螺紋摩擦角;α為螺紋側(cè)面角;d2為螺紋中徑,mm;Dw為螺栓頭或螺母支撐面有效直徑,mm。

由式(2)可知,擰緊力矩由克服螺紋副摩擦消耗的扭矩、轉(zhuǎn)化為軸向預(yù)緊力消耗的扭矩及克服端面摩擦消耗的扭矩三部分組成。設(shè)定μs=μw=0.15,通過對(duì)比計(jì)算可獲得粗牙螺(栓)釘和細(xì)牙螺(栓)釘擰緊過程中力矩的分配關(guān)系,見表1。

表1 粗牙、細(xì)牙螺釘擰緊過程中的扭矩分配(理論值)

由表1可知,擰緊過程中克服端面摩擦扭矩、螺紋副摩擦扭矩及螺栓伸長(zhǎng)消耗的扭矩三者之間的比例約為5:4:1。由于被聯(lián)接件或?qū)κ旨牟煌?摩擦條件會(huì)不同,裝配扭矩的分配比例并不是嚴(yán)格的保持5:4:1不變。選用10.9級(jí)粗牙螺栓(μs=0.11,μw=0.15)進(jìn)行擰緊試驗(yàn),對(duì)手件則選用自鎖螺母和普通螺母(強(qiáng)度等級(jí)10級(jí)),試驗(yàn)結(jié)果見表2。采用自鎖螺母擰緊過程中扭矩消耗比例較普通螺母差別較大,這是由擰緊過程中需要克服螺母本身的自鎖扭矩導(dǎo)致的。

表2 10.9級(jí)粗牙螺釘與不同螺母擰緊過程中扭矩分配

1.2 摩擦系數(shù)對(duì)裝配過程影響的理論分析

眾所周知,螺(栓)釘裝配時(shí)不可能將被聯(lián)接件之間安裝傳感器進(jìn)行軸向預(yù)緊力的監(jiān)控。但是擰緊過程中所施加的扭矩和擰緊速度、轉(zhuǎn)過的角度是可控的,故通過控制扭矩、轉(zhuǎn)角及擰緊速度等可實(shí)現(xiàn)軸向預(yù)緊力的控制。螺紋緊固件裝配方法主要有扭矩裝配法、扭矩-轉(zhuǎn)角裝配法、屈服點(diǎn)控制法和螺栓伸長(zhǎng)法等。從汽車行業(yè)來看,目前最為常用裝配方法是“扭矩法”和“扭矩-轉(zhuǎn)角法”,但是這兩種方法所獲得軸向預(yù)緊力受到摩擦系數(shù)的影響較大[5]。

1.2.1扭矩裝配法

根據(jù)所選的螺(栓)釘設(shè)定擰緊力矩,裝配過程中擰緊機(jī)或扭矩扳手達(dá)到設(shè)定扭矩停止擰緊,如圖1所示,該方法操作簡(jiǎn)單,復(fù)檢容易。不過大量的試驗(yàn)結(jié)果和實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)表明:受到螺紋副摩擦及端面摩擦的影響,裝配完成后所施加的扭矩僅有5%～10%轉(zhuǎn)化成螺紋緊固件的軸向預(yù)緊力[6]。如果螺紋緊固件的端面摩擦系數(shù)降低20%,則克服端面摩擦消耗的扭矩會(huì)降低60%,而螺紋緊固件的軸向預(yù)緊力會(huì)增加20%[7],可見摩擦系數(shù)對(duì)于裝配效果的影響之大。

圖1 扭矩裝配法Fig.1 Torque assembly method

1.2.2扭矩-轉(zhuǎn)角裝配法

螺紋緊固件裝配時(shí),先設(shè)定一個(gè)扭矩閾值,擰緊過程中達(dá)到該閾值后繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)一定角度,該方法稱為扭矩-轉(zhuǎn)角裝配法,如圖2所示。該方法是利用螺紋緊固件的彈性變形來保證預(yù)緊力,又被分為彈性區(qū)域擰緊法和塑性區(qū)域擰緊法[8]。

圖2 扭矩-轉(zhuǎn)角裝配法Fig.2 Torque-angle assembly method

扭矩-轉(zhuǎn)角法較定扭矩法有以下優(yōu)點(diǎn):螺紋緊固件材料被完全利用,僅與螺紋副摩擦及螺栓屈服強(qiáng)度有關(guān);設(shè)定閾值一般為所需擰緊力矩的25%。閾值范圍以下擰緊螺(栓)釘,螺紋摩擦系數(shù)對(duì)預(yù)緊力的影響較小;一旦達(dá)到設(shè)定閾值后,螺紋摩擦系數(shù)對(duì)于旋轉(zhuǎn)角度所獲得的軸向預(yù)緊力沒有影響,這是因?yàn)樵诼?栓)釘材料的彈性和塑性區(qū)域內(nèi)彈性模量恒定,預(yù)緊力的增加僅與螺(栓)釘?shù)纳扉L(zhǎng)有關(guān),而伸長(zhǎng)量與旋轉(zhuǎn)角度成正比。

由式(1)和式(2)可知,螺(栓)釘擰緊過程中扭矩與預(yù)緊力是成一定比例的,該系數(shù)被稱為扭矩系數(shù)K,扭矩系數(shù)直接決定著擰緊過程中預(yù)緊力的大小,但是扭矩系數(shù)并不是一個(gè)恒定值而是受到摩擦系數(shù)和螺紋常數(shù)的影響。綜上所述,當(dāng)螺紋常數(shù)一定時(shí),摩擦系數(shù)越低,擰緊扭矩轉(zhuǎn)換成夾緊力比例越大,導(dǎo)致預(yù)緊力過大,甚至致使螺栓的損傷;反之,大部分?jǐn)Q緊扭矩就會(huì)用于克服摩擦,導(dǎo)致達(dá)不到所需要的螺栓夾緊力。因此,為了更好保證裝配質(zhì)量,需要嚴(yán)格控制軸向預(yù)緊力,換言之要嚴(yán)格控制螺栓的摩擦系數(shù)。

2 摩擦系數(shù)對(duì)裝配質(zhì)量影響的試驗(yàn)結(jié)果分析

2.1 摩擦系數(shù)對(duì)扭矩系數(shù)穩(wěn)定性的影響

綜上所述,螺紋緊固件的摩擦系數(shù)是影響扭矩系數(shù)K的關(guān)鍵因素之一,此外還受其他多種因素的影響,采用同一種材料、相同加工工藝和熱處理工藝制作的同一批次螺(栓)釘,其摩擦系數(shù)也不是恒定不變的。因此,扭矩系數(shù)K不可避免的會(huì)出現(xiàn)散差,為了保證扭矩系數(shù)的穩(wěn)定,需要通過試驗(yàn)驗(yàn)證如何調(diào)控摩擦系數(shù)。螺紋緊固件的摩擦系數(shù)可以通過緊固分析系統(tǒng)進(jìn)行直接測(cè)量,間接計(jì)算出扭矩系數(shù)。

采用Schatz多功能緊固分析系統(tǒng),模擬螺紋緊固件的裝配擰緊過程,測(cè)量軸向夾緊力、端面摩擦消耗的扭矩及螺紋摩擦消耗的扭矩等。試驗(yàn)材料為強(qiáng)度等級(jí)為10.9級(jí)的六角頭螺栓(M10×1.25×60),控制摩擦系數(shù)在0.13±0.03范圍的鍍鋅螺栓和未控制摩擦系數(shù)的鍍鋅螺栓;對(duì)手件是強(qiáng)度等級(jí)為10級(jí)的六角法蘭面螺母(M10×1.25)。

由緊固件擰緊試驗(yàn)分析兩種螺栓扭矩系數(shù)的散差。試驗(yàn)過程中的配合為6 H/6 g,墊板厚度為3 mm,表面粗糙度3.2 μm,棱邊倒鈍。每組螺栓進(jìn)行50組試驗(yàn),利用緊固分析系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)據(jù)的統(tǒng)計(jì)和處理,最終進(jìn)行正態(tài)擬合,見圖3(a)和圖3(b)。從而獲得兩種螺栓的扭矩系數(shù)、強(qiáng)度極限的均值、標(biāo)準(zhǔn)值及變異系數(shù),并將扭矩系數(shù)和極限強(qiáng)度制成分布盒圖,見圖4(a)和圖4(b)。

(a)扭矩系數(shù);(b)強(qiáng)度極限

(a)扭矩系數(shù);(b)強(qiáng)度極限

對(duì)比圖3(a)與圖4(a)可知,控制摩擦系數(shù)的螺栓扭矩系數(shù)測(cè)量值正態(tài)曲線更加集中,而未控制摩擦系數(shù)的螺栓扭矩系數(shù)正態(tài)曲線更加分散。此外,未控制摩擦系數(shù)的螺栓扭矩系數(shù)K(0.425)較控制摩擦系數(shù)的螺栓扭矩系數(shù)K(0.229)明顯減小;而標(biāo)準(zhǔn)差和變異系數(shù)則反映了扭矩系數(shù)的散差,控制摩擦系數(shù)前后扭矩系數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)差和變異系數(shù)變化量分別為60.7%和27.2%。試驗(yàn)結(jié)果表明摩擦系數(shù)對(duì)于扭矩系數(shù)的散差影響較大,控制摩擦系數(shù)有助于獲得穩(wěn)定的扭矩系數(shù)。

由圖3(b)和圖4(b)可知,獲得更為集中分布的極限強(qiáng)度需要嚴(yán)格控制摩擦系數(shù);未控制摩擦系數(shù)的螺栓極限強(qiáng)度較控制摩擦系數(shù)的螺栓極限強(qiáng)度下降59.7%。由此可見,可靠性小的螺紋聯(lián)接強(qiáng)度需要對(duì)摩擦系數(shù)進(jìn)行嚴(yán)格的控制。

2.2 摩擦系數(shù)對(duì)螺栓防松性能的影響

無論在工程應(yīng)用還是實(shí)驗(yàn)室直接測(cè)量螺紋緊固件摩擦系數(shù)的動(dòng)態(tài)變化難度極大。在實(shí)驗(yàn)室中通過加速實(shí)驗(yàn)測(cè)量螺紋緊固件軸向預(yù)緊力的衰減,進(jìn)而說明不同摩擦系數(shù)對(duì)于螺紋緊固件的防松性能的影響。研究表明橫向振動(dòng)是導(dǎo)致螺紋聯(lián)接產(chǎn)生松動(dòng)的主要原因,因此可以采用橫向振動(dòng)試驗(yàn)來驗(yàn)證摩擦系數(shù)對(duì)于螺紋緊固件防松性能的影響。

本文參考武漢理工大學(xué)摩擦學(xué)研究所采用的試驗(yàn)方法,使用FPL-600型橫向振動(dòng)試驗(yàn)機(jī)(夾緊力誤差±0.5%,橫向位移測(cè)量誤差±0.5%),按照標(biāo)準(zhǔn)GB/T 10431—2008的要求,連續(xù)記錄螺栓預(yù)緊力的變化,來分析摩擦系數(shù)對(duì)螺栓聯(lián)接防松性能的影響。

被測(cè)試對(duì)象為六角法蘭面螺栓,強(qiáng)度等級(jí)10.9級(jí),規(guī)格M10×1.5×60 mm,材料為SCM45,通過不同的表面處理方式獲得不同的摩擦系數(shù),見表3;擰緊后的軸向力為20±0.3 kN。與之配合(6 H/6 g)的螺母表面處理工藝相同,振動(dòng)30、60、90和120次后記錄軸向力,每組10個(gè)取平均值,試驗(yàn)結(jié)果見圖5。

圖5 不同摩擦系數(shù)的螺栓橫向振動(dòng)過程中的殘余夾緊力Fig.5 Residual clamping force during lateral vibration of bolts with different friction coefficients

表3 試驗(yàn)螺栓摩擦系數(shù)與表面處理工藝

由圖5可知,螺紋緊固件防松性能受摩擦系數(shù)的影響較大,摩擦系數(shù)越小受到振動(dòng)影響時(shí)軸向力衰減越快,越不利于防松。為保證螺栓聯(lián)接的裝配質(zhì)量,摩擦系數(shù)的要進(jìn)行綜合的考量。

3 結(jié)論

1)摩擦系數(shù)對(duì)于扭矩軸向預(yù)緊力的轉(zhuǎn)化影響較大,進(jìn)而影響螺紋緊固件的裝配質(zhì)量。

2)在有效范圍內(nèi)摩擦系數(shù)與螺栓聯(lián)接的可靠性成反比關(guān)系;螺紋緊固件的選用和設(shè)計(jì)務(wù)必要堅(jiān)持可靠性理論原則,才能夠充分發(fā)揮緊固件的效能,提高裝配質(zhì)量。