摩擦系數對螺栓裝配質量影響的研究

許新軍

(歌爾股份有限公司,山東 濰坊 262000)

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

本文研究了螺栓擰緊過程中摩擦系數、軸向力以及擰緊力矩的變化關系;并對摩擦系數與扭矩法裝配及扭矩轉角法裝配的影響進行了理論分析,分析了摩擦系數對裝配質量的影響。利用多功能緊固分析系統和橫向振動試驗機對扭矩系數和防松性能進行了試驗驗證,定量的確定摩擦系數對裝配質量的影響程度。

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)釘等螺紋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)釘頭部與被聯接件接觸存在端面摩擦,隨著扭矩的持續增大螺桿被拉伸產生軸向拉伸力,也被稱作是軸向預緊力。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%轉化為緊固件的軸向預緊力[3-4]。而擰緊力矩T與摩擦系數及緊固件的參數之間的關系如下:

(1)

(2)

式中:d0為螺紋公稱直徑,mm;Fv為預緊力,N;K為扭矩系數;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、轉化為軸向預緊力消耗的扭矩及克服端面摩擦消耗的扭矩三部分組成。設定μs=μw=0.15,通過對比計算可獲得粗牙螺(栓)釘和細牙螺(栓)釘擰緊過程中力矩的分配關系,見表1。

表1 粗牙、細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消耗的扭矩三者之間的比例約為5:4:1。由于被聯接件或對手件的不同,摩擦條件會不同,裝配扭矩的分配比例并不是嚴格的保持5:4:1不變。選用10.9級粗牙螺栓(μs=0.11,μw=0.15)進行擰緊試驗,對手件則選用自鎖螺母和普通螺母(強度等級10級),試驗結果見表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致的。

表2 10.9級粗牙螺釘與不同螺母擰緊過程中扭矩分配

1.2 摩擦系數對裝配過程影響的理論分析

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

1.2.1扭矩裝配法

根據所選的螺(栓)釘設定擰緊力矩,裝配過程中擰緊機或扭矩扳手達到設定扭矩停止擰緊,如圖1所示,該方法操作簡單,復檢容易。不過大量的試驗結果和實踐經驗表明: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%轉化成螺紋緊固件的軸向預緊力[6]。如果螺紋緊固件的端面摩擦系數降低20%,則克服端面摩擦消耗的扭矩會降低60%,而螺紋緊固件的軸向預緊力會增加20%[7],可見摩擦系數對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-轉角裝配法

螺紋緊固件裝配時,先設定一個扭矩閾值,擰緊過程中達到該閾值后繼續轉動一定角度,該方法稱為扭矩-轉角裝配法,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緊力,又被分為彈性區域擰緊法和塑性區域擰緊法[8]。

圖2 扭矩-轉角裝配法Fig.2 Torque-angle assembly method

扭矩-轉角法較定扭矩法有以下優點: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度有關;設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,螺紋摩擦系數對預緊力的影響較小;一旦達到設定閾值后,螺紋摩擦系數對于旋轉角度所獲得的軸向預緊力沒有影響,這是因為在螺(栓)釘材料的彈性和塑性區域內彈性模量恒定,預緊力的增加僅與螺(栓)釘的伸長有關,而伸長量與旋轉角度成正比。

由式(1)和式(2)可知,螺(栓)釘擰緊過程中扭矩與預緊力是成一定比例的,該系數被稱為扭矩系數K,扭矩系數直接決定著擰緊過程中預緊力的大小,但是扭矩系數并不是一個恒定值而是受到摩擦系數和螺紋常數的影響。綜上所述,當螺紋常數一定時,摩擦系數越低,擰緊扭矩轉換成夾緊力比例越大,導致預緊力過大,甚至致使螺栓的損傷;反之,大部分擰緊扭矩就會用于克服摩擦,導致達不到所需要的螺栓夾緊力。因此,為了更好保證裝配質量,需要嚴格控制軸向預緊力,換言之要嚴格控制螺栓的摩擦系數。

2 摩擦系數對裝配質量影響的試驗結果分析

2.1 摩擦系數對扭矩系數穩定性的影響

綜上所述,螺紋緊固件的摩擦系數是影響扭矩系數K的關鍵因素之一,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,其摩擦系數也不是恒定不變的。因此,扭矩系數K不可避免的會出現散差,為了保證扭矩系數的穩定,需要通過試驗驗證如何調控摩擦系數。螺紋緊固件的摩擦系數可以通過緊固分析系統進行直接測量,間接計算出扭矩系數。

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

由緊固件擰緊試驗分析兩種螺栓扭矩系數的散差。試驗過程中的配合為6 H/6 g,墊板厚度為3 mm,表面粗糙度3.2 μm,棱邊倒鈍。每組螺栓進行50組試驗,利用緊固分析系統進行數據的統計和處理,最終進行正態擬合,見圖3(a)和圖3(b)。從而獲得兩種螺栓的扭矩系數、強度極限的均值、標準值及變異系數,并將扭矩系數和極限強度制成分布盒圖,見圖4(a)和圖4(b)。

(a)扭矩系數;(b)強度極限

(a)扭矩系數;(b)強度極限

對比圖3(a)與圖4(a)可知,控制摩擦系數的螺栓扭矩系數測量值正態曲線更加集中,而未控制摩擦系數的螺栓扭矩系數正態曲線更加分散。此外,未控制摩擦系數的螺栓扭矩系數K(0.425)較控制摩擦系數的螺栓扭矩系數K(0.229)明顯減小;而標準差和變異系數則反映了扭矩系數的散差,控制摩擦系數前后扭矩系數的標準差和變異系數變化量分別為60.7%和27.2%。試驗結果表明摩擦系數對于扭矩系數的散差影響較大,控制摩擦系數有助于獲得穩定的扭矩系數。

由圖3(b)和圖4(b)可知,獲得更為集中分布的極限強度需要嚴格控制摩擦系數;未控制摩擦系數的螺栓極限強度較控制摩擦系數的螺栓極限強度下降59.7%。由此可見,可靠性小的螺紋聯接強度需要對摩擦系數進行嚴格的控制。

2.2 摩擦系數對螺栓防松性能的影響

無論在工程應用還是實驗室直接測量螺紋緊固件摩擦系數的動態變化難度極大。在實驗室中通過加速實驗測量螺紋緊固件軸向預緊力的衰減,進而說明不同摩擦系數對于螺紋緊固件的防松性能的影響。研究表明橫向振動是導致螺紋聯接產生松動的主要原因,因此可以采用橫向振動試驗來驗證摩擦系數對于螺紋緊固件防松性能的影響。

本文參考武漢理工大學摩擦學研究所采用的試驗方法,使用FPL-600型橫向振動試驗機(夾緊力誤差±0.5%,橫向位移測量誤差±0.5%),按照標準GB/T 10431—2008的要求,連續記錄螺栓預緊力的變化,來分析摩擦系數對螺栓聯接防松性能的影響。

被測試對象為六角法蘭面螺栓,強度等級10.9級,規格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,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30、60、90和120次后記錄軸向力,每組10個取平均值,試驗結果見圖5。

圖5 不同摩擦系數的螺栓橫向振動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 試驗螺栓摩擦系數與表面處理工藝

由圖5可知,螺紋緊固件防松性能受摩擦系數的影響較大,摩擦系數越小受到振動影響時軸向力衰減越快,越不利于防松。為保證螺栓聯接的裝配質量,摩擦系數的要進行綜合的考量。

3 結論

1)摩擦系數對于扭矩軸向預緊力的轉化影響較大,進而影響螺紋緊固件的裝配質量。

2)在有效范圍內摩擦系數與螺栓聯接的可靠性成反比關系;螺紋緊固件的選用和設計務必要堅持可靠性理論原則,才能夠充分發揮緊固件的效能,提高裝配質量。