擰緊工藝對壓氣機軸端預緊力的影響研究

何宇，王增全，景國璽，劉燁，劉欣源，史鑫鈺

摘要： 增壓器是一種高速旋轉機械，工作環(huán)境十分復雜。在裝配過程中，壓氣機軸端螺母的擰緊工藝會影響所獲得預緊力的均勻程度，如果軸端螺母松動，會導致增壓器故障。針對這一問題，首先，采用壓氣機軸端螺母預緊力范圍評價模型，結合壓氣機熱力計算結果，確定預緊力范圍；然后，根據(jù)設計值確定扭矩法及扭矩-轉角法擰緊試驗規(guī)范；最后，基于自主開發(fā)的緊固試驗裝置，開展壓氣機軸端連接結構模擬樣件擰緊試驗，研究了不同擰緊工藝對軸端預緊力的影響。結果表明：保證壓氣機軸端結構正常工作所需軸端預緊力范圍為18.16～31.03 kN；采用扭矩-轉角法擰緊得到的預緊力標準差約為扭矩法的25%，使用扭矩-轉角法有利于降低預緊力分散程度，且采用扭矩-轉角法擰緊更接近設計中值，有利于提高預緊力控制精度。

關鍵詞： 壓氣機；螺母；裝配；預緊力；擰緊工藝

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.02.006

中圖分類號：TK421.8文獻標志碼： B文章編號： 1001-2222（2024）02-0039-08

增壓技術［1］作為一種高效且經濟的技術，極大增強了發(fā)動機的功率輸出，同時改善了燃油經濟性和排放性能，因此，它在車用發(fā)動機領域得到了廣泛應用［2］。然而，增壓器的工作環(huán)境極為復雜，壓氣機的零部件工作溫度最高可達150 ℃，最高轉速可達100 000 r/min以上，在這樣的條件下，復雜多變的工作載荷容易引發(fā)壓氣機軸端預緊力下降，使得螺母松動并失效，從而導致增壓器故障，甚至引發(fā)交通事故，對人身安全構成嚴重威脅。

在實際操作中，壓氣機軸端連接結構的擰緊過程會根據(jù)特定的擰緊工藝采用不同的擰緊參數(shù)，這些參數(shù)對預緊力的影響程度不同，從而導致獲得的預緊力均勻程度不一。因此，實際擰緊后的預緊力可能與設計值出現(xiàn)偏差，導致預緊力偏高或不足。羅忠［3］針對裝配過程中螺栓預緊力一致性差的問題，通過試驗分析了擰緊過程中擰緊速度、擰緊順序等因素對預緊力大小的影響。Zou等［4］通過試驗研究發(fā)現(xiàn)，潤滑條件會對扭拉關系造成不同程度的影響，同時擰緊次數(shù)、擰緊速度等因素也會有規(guī)律地影響結合面的摩擦系數(shù)。趙晟杰［5］對螺栓預緊力均勻性不佳的問題進行了分析，指出摩擦系數(shù)對擰緊結果具有顯著影響，并強調在采用扭矩法進行擰緊時，預緊力會在較大程度上受到摩擦系數(shù)的影響。Grzejda［6］研究了在螺栓法蘭連接結構螺栓裝配過程中和裝配完成后，螺栓裝配次序對預緊力的影響，擰緊順序的差異會導致預緊力均勻性的變化。此外，為了提高對螺栓預緊力的精確控制，學者們也進行了深入研究。劉建文［7］通過理論推導與試驗探究，確定了在螺栓緊固過程中預緊力與擰緊扭矩之間的關系。劉曉石［8］選取連桿螺栓為目標對象，對比分析了螺栓擰緊扭矩法和扭矩-轉角法兩種擰緊工藝對預緊力控制的準確性。吉林大學陳占善［9］從擰緊工藝角度出發(fā)，針對發(fā)動機連桿螺栓，提出了扭矩-轉角塑性法擰緊工藝的計算標準，從而提升了預緊力的精確控制。鄭勁松［10］針對汽車發(fā)動機缸蓋螺栓，探討了擰緊工藝參數(shù)對螺栓連接預緊力一致性的影響，并通過試驗優(yōu)化了扭矩-轉角工藝，使得缸蓋螺栓預緊力一致性超過80%。

上述研究顯示，學者們主要專注于擰緊參數(shù)對螺栓預緊力影響規(guī)律的研究。在擰緊控制方法的研究方面，雖然已經初步探索并揭示了不同擰緊控制方法下螺栓預緊力的變化規(guī)律，但對于壓氣機軸端連接的研究還相對缺乏，且沒有量化不同擰緊方法對裝配質量的影響。現(xiàn)有研究主要集中在連桿、缸蓋等螺栓連接類型中，而它們的工作環(huán)境與壓氣機軸端連接的高轉速工作環(huán)境存在顯著差異，因此所得結果不能直接應用于壓氣機軸端連接結構。

為了解決上述問題，本研究首先針對某壓氣機軸端連接結構，結合壓氣機軸端螺母預緊力范圍評價模型和額定轉速為90 200 r/min時的工作特性，確定軸端螺栓預緊力范圍；然后，采用自主研發(fā)的擰緊試驗裝置開展扭矩法和扭矩-轉角法擰緊試驗，實時監(jiān)測并記錄了預緊力數(shù)據(jù)，并對這些數(shù)據(jù)進行了統(tǒng)計學分析；最后，根據(jù)兩種試驗結果的標準差和箱線圖，對預緊力的分散性進行評價。

1壓氣機軸端預緊力設計

1.1研究對象

壓氣機軸端結構由軸端螺母將壓氣機葉輪、軸封套、間隔套、止推片、甩油環(huán)與轉軸等緊固于一體，一起做高轉速運動，如圖1所示。表1為壓氣機軸端螺紋參數(shù)，軸端結構中葉輪材料為鍛鋁合金2A70，其余連接件材料為42CrMo。在工作過程中連接件最高溫度可達150 ℃，設計允許最高轉速為100 000 r/min。

1.2壓氣機軸端螺母預緊力設計模型

壓氣機軸端連接的預緊力應保證連接的可靠性［11］，即在轉軸承受扭矩作用時，保證螺母接觸面之間不發(fā)生相對位移。因此，螺紋連接的預緊力應保證在工作條件下，接觸面之間產生的摩擦阻力矩T1大于等于渦輪傳給轉軸的扭矩Tt。摩擦阻力矩T1為

T1=13D30－d30D20－d20Ff0。（1）

式中：F為壓氣機軸端預緊力；D0為螺母支撐面外直徑；d0為螺母支撐面內直徑；f0為螺母支撐面的摩擦系數(shù)。

考慮到工作的安全性，取Tt=KnTn，根據(jù)經驗Kn一般取為2。則有T1≥KnTn。

將Tn=9 550PW/n代入整理得：

F≥28 650D20－d20D30－d30KnPWf0n。（2）

式中：Kn為抗滑動安全系數(shù)；PW為渦輪額定輸出功率；n為渦輪額定轉速。

壓氣機軸端結構擰緊后，轉軸工作部分不應發(fā)生屈服現(xiàn)象，根據(jù)這一原則，還應使轉軸材料滿足靜強度要求。

擰緊后，轉軸的螺紋部分受預緊力F和螺紋力矩T2的作用，相應的拉應力σ為

σ=Fπd214。（3）

螺紋力矩T2和剪切應力τ的計算公式分別為

T2=tan（ψ+φV）Fd22，（4）

τ=Ftanψ+φVd22πd3116。（5）

式中：d1為螺紋小徑；d2為螺紋中徑；ψ為螺紋升角；φV為螺紋副當量摩擦角。

轉軸連接部分承受拉伸和扭轉力的共同作用。根據(jù)第四強度理論，轉軸所受的當量應力為

σV=σ2+3τ2。（6）

轉軸連接部分的強度條件為

σV≤σ。（7）

式中：σ為轉軸連接部分的許用拉應力，σ=σsS，安全系數(shù)S一般取1.5。

1.3預緊力計算結果

以壓氣機額定工況為計算參考點（見表2）計算壓氣機消耗功率：

Nc=Mckk－1Rtπcn－1n－11η。（8）

式中：Mc為空氣流量；k為絕熱系數(shù)；R為理想氣體常數(shù)；t為進氣溫度；πc為壓比；η為絕熱效率。

式（8）中的參數(shù)如表2所示。根據(jù)式（8）可得壓氣機消耗功率為96.66 kW，根據(jù)渦輪與壓氣機功率平衡，即渦輪輸出功率等于壓氣機消耗功率，確定的預緊力設計參數(shù)見表3。

基于壓氣機軸端螺母預緊力設計模型，計算得到壓氣機軸端預緊力的設計下限為18.16 kN，設計上限為31.03 kN，均值為24.60 kN。

2壓氣機軸端螺母緊固試驗裝置

2.1模擬試驗樣件設計

為了便于模擬壓氣機軸端連接結構擰緊過程，同時節(jié)約試驗成本，對壓氣機軸端葉輪和轉軸進行簡化是可行的，不影響擰緊試驗結果［12］。在軸端連接結構緊固過程中，忽略葉輪形狀的影響，將葉輪簡化為無葉片的套筒，葉輪樣件簡化示意如圖2a所示。為了方便在擰緊過程中將轉軸模擬樣件固定在試驗機上，將轉軸末端進行銑削，轉軸簡化樣件如圖2b所示。

2.2緊固試驗裝置

在產品的裝配過程中，擰緊工具是至關重要的，它對于確保裝配質量和提高裝配效率起著關鍵作用。目前擰緊工具的種類繁多，但缺乏統(tǒng)一的分類標準［13］。為了確保壓氣機軸端連接結構擰緊工藝參數(shù)具有可靠性和穩(wěn)定性，同時實現(xiàn)對扭矩和轉角的精確測量與控制，本研究自主研發(fā)了一款微機控制扭矩試驗機，如圖3所示。

該試驗機具備設定目標扭矩和角度的功能，并能實現(xiàn)轉速、角度和扭矩的精確控制。機內設置扭矩和轉角傳感器，其中角度傳感器內置于試驗機左端電機驅動連接處，扭矩傳感器內置于另一端的固定夾具處，能夠實時監(jiān)測并輸出轉速、角度、扭矩等參數(shù)隨時間變化的曲線。同時，它還能夠采集工裝上力傳感器的信號，以輸出在擰緊過程中預緊力的變化情況。該設備不僅適用于模擬樣件試驗，還可以滿足壓氣機軸端結構標準樣件的緊固要求。

試驗機最大扭矩為1 000 N·m，扭矩測量范圍為0.4%～100%最大扭矩，扭轉角測量范圍無限制，AR-N32力傳感器量程為90 kN，因此滿足壓氣機軸端預緊力的測量要求。

3擰緊方法原理

隨著生產裝配技術的不斷進步以及人們對安全和舒適性要求的持續(xù)提升，擰緊裝配技術已逐漸成為研究的核心內容。壓氣機軸端緊固連接旨在確保螺紋連接內部產生穩(wěn)定的預緊力。然而，這一目標通常難以直接測量和控制，必須依賴間接控制方法。因此，針對不同的預緊力間接控制方法，相應的擰緊技術也不同。在綜合考慮擰緊設備條件、產品裝配特性等多方面因素的基礎上，本研究將對扭矩法和扭矩-轉角法這兩種擰緊工藝進行分析。

3.1扭矩法

扭矩法作為一種普遍采用的緊固方法，它的原理是通過擰緊扭矩與預緊力的線性關系，控制扭矩的大小來調整螺栓的預緊力。Motosh［14］提出在擰緊螺栓時，擰緊力矩主要分為三部分：一部分用于克服擰緊過程中的螺紋摩擦力矩，一部分用于克服螺栓與被連接件支撐面之間的摩擦力矩，剩余扭矩用來生成螺栓預緊力。

螺栓螺紋表面與螺母之間摩擦產生的螺紋摩擦力矩Tt、承載面摩擦力矩Tb以及螺紋的螺旋結構產生的螺距力矩Tp的計算公式如下：

Tp=P2πF，（9）

Tt=Fd2μt2cosα，（10）

Tb=μbFdb2，（11）

T=Tt+Tp+Tb。（12）

式中：F為壓氣機軸端預緊力；P為螺距；μt和μb分別為壓氣機軸端連接螺紋摩擦系數(shù)和承載面摩擦系數(shù)；α為螺紋輪廓角的一半；db為支撐面等效摩擦直徑。

將式（12）轉化為預緊力的表達式：

F=2Tμtcosαd2+Pπ+μbdb。（13）

3.2扭矩-轉角法

扭矩-轉角控制法是在擰緊過程中，首先對螺栓施加一個較小的初始扭矩，一般為總扭矩的20%～30%，用于抵消接觸面不平整帶來的影響。然后按照規(guī)定的角度繼續(xù)擰緊，以達到所需的螺栓預緊力。

扭矩-轉角法是基于扭矩法引入了轉角控制。以螺栓-螺母連接為例，螺母轉角可表示如式（14）。

φ=360∑δP。（14）

式中：P為螺距；∑δ為螺母在擰緊過程中的相對位移量。

將螺母的位移視為剛性約束，限制螺栓的位移，此時螺栓伸長，但實際上被連接件會被壓縮從而產生變形，不能剛性約束螺母的位移。因此，將被連接件完全貼合作為位移的起點，螺母的相對位移量∑δ由螺栓變形δ0和其他連接件變形δ兩部分構成，如式（15）所示。

∑δ=δ0+δ。（15）

當擰緊螺母時，一邊拉伸螺栓，一邊壓縮被連接件，可以等效為兩個彈簧串聯(lián)，則串聯(lián)的系統(tǒng)剛度為

Ca=CbCcCb+Cc。（16）

由力學知識有：

F=CbCcCb+Cc∑δ=CbCcPφ（Cb+Cc）360。（17）

式中：Cb為螺栓剛度；Cc為被連接件剛度；F為螺栓預緊力；φ為轉角。

當Cb，Cc和螺距P視為常數(shù)時，式（17）表明預緊力F與轉角φ呈正相關。但在實際擰緊過程中很難判斷被連接件是否完全貼合，即轉角φ的初始值無法確定。因此在實際工程應用中，會先施加一定的初始扭矩使連接件緊密貼合，然后再擰過一定的角度，使得螺栓連接結構產生目標預緊力。

4擰緊方法對軸端預緊力影響研究

目前，渦輪增壓器壓氣機軸端連接裝配工作主要依靠人工經驗。在實際操作過程中，常常會出現(xiàn)預緊力誤差大和控制精度低等問題，而且采用不同的擰緊方法獲得的預緊力的均勻程度不同。因此，開展基于扭矩法和扭矩-轉角法的壓氣機軸端連接結構擰緊試驗是必要的，旨在獲得不同裝配工藝下預緊力的分布規(guī)律。通過將擰緊后的預緊力與設計值進行對比分析，可以明確兩種擰緊工藝對壓氣機軸端預緊力的具體影響。

4.1試驗準備

將預緊力設計均值作為目標值，結合式（9）至式（17），計算扭矩法及扭矩-轉角法擰緊規(guī)范，計算參數(shù)見表4。

考慮試驗機加載方便并將計算結果取整，確定本次測試方案如表5所示，同時為了便于統(tǒng)計分析，每種方案的測試樣本數(shù)為10。對于扭矩法，預緊力分散性試驗評價參數(shù)選擇螺栓預緊力和擰緊扭矩，扭矩-轉角法選擇螺栓預緊力和轉角作為試驗評價參數(shù)。

在目前的相關研究中，大部分采用正態(tài)函數(shù)來描述螺栓預緊力的分布特征。正態(tài)分布的概率密度函數(shù)如式（18）所示：

fx;μ，δ=1δ2πexp－x－μ22δ2。（18）

式中：μ和δ分別為隨機變量x的均值和標準差。μ和δ的計算公式分別為

μ=∑nsi=1xins，（19）

δ=∑nsi=1xi－μ2ns－1。（20）

式中：ns為隨機變量x的樣本量；xi表示x的第i個樣本。為了消除量級的影響，使用變異系數(shù)（CV）來量化隨機變量的分散性。CV的計算公式如式（21）所示。

CV=δμ。（21）

4.2扭矩法擰緊試驗研究

將樣件固定在試驗機上，通過在扭轉試驗機軟件操作頁面中設置目標扭矩62 N·m進行緊固。在擰緊過程中，力傳感器和扭矩傳感器將力信號轉化為電信號傳遞到數(shù)據(jù)采集器中，采用不同的樣件試驗10次，獲得擰緊力矩和預緊力的實際分散規(guī)律，對結果進行統(tǒng)計學分析，得到預緊力與擰緊力矩的關系［15］。

基于簡化的壓氣機軸端結構，在試驗臺上進行預緊力的測試，輸出得到實際的擰緊扭矩和預緊力，10次試驗數(shù)據(jù)如表6所示。

根據(jù)扭矩法擰緊試驗得到的實際擰緊力矩和預緊力結果，利用數(shù)理統(tǒng)計學方法得到實際擰緊力矩T和預緊力F的統(tǒng)計學分布結果。在圖4和圖5中可以看到，擰緊力矩T和預緊力F樣本值全部位于正態(tài)分布概率圖的95%置信區(qū)間中。結合圖6和圖7可得到擰緊力矩T和預緊力F的分布參數(shù)，如表7所示。

4.3扭矩-轉角法擰緊試驗研究

在扭轉試驗機軟件中，設置擰緊規(guī)范為20 N·m+60°，進行緊固。在擰緊過程中，力傳感器和扭矩傳感器將力信號轉化為電信號傳遞到數(shù)據(jù)采集器中。采用不同的樣件試驗10次，獲得軸端預緊力的實際分散規(guī)律，對結果進行統(tǒng)計學分析，得到的試驗數(shù)據(jù)如表8所示。

根據(jù)扭矩-轉角法試驗得到的實際預緊力結果，利用數(shù)理統(tǒng)計學方法得到實際預緊力F的統(tǒng)計學分布結果。在圖8、圖9和圖10可以看到，預緊力F、初始扭矩T0及轉角φ樣本值全部位于正態(tài)分布概率圖的95%置信區(qū)間中。結合圖11至圖13可得到預緊力F、初始扭矩T0及轉角φ的分布參數(shù)，如表9所示。

4.4不同擰緊方法對比分析

通過扭矩法和扭矩-轉角法的擰緊工藝試驗，確定了采用扭矩法擰緊時擰緊力矩與預緊力之間的對應關系，以及使用扭矩-轉角法擰緊時轉角與預緊力的對應關系［16］。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)得到不同擰緊工藝下預緊力分布，如圖14所示。由圖14可以看到，相比于扭矩法而言，扭矩-轉角法得到的預緊力波動程度較小。結合表6和表8繪制不同擰緊工藝下壓氣機軸端結構擰緊試驗數(shù)據(jù)的箱線圖，如圖15所示，所示數(shù)據(jù)表明，采用扭矩-轉角法擰緊時，預緊力分散性較小，集中在23～27 kN范圍。相比之下，使用扭矩法擰緊時，預緊力范圍在23～31 kN，數(shù)據(jù)存在很大的不均勻性。

如圖16所示，將試驗結果與設計值進行對比，結果表明，采用扭矩法擰緊時，10次擰緊的預緊力平均值為25.77 kN，而采用扭矩-轉角法擰緊時，預緊力平均值為24.69 kN。采用壓氣機軸端螺母預緊力范圍評價模型得到預緊力設計下限為18.16 kN，設計上限為31.03 kN，均值為24.60 kN。

因此，在此種工藝條件下，使用扭矩-轉角法擰緊時預緊力分散程度較低，結果更接近設計值中位數(shù)，以預緊力為評價指標，扭矩-轉角法相較于扭矩法質量更高。扭矩-轉角法之所以能夠精準地控制預緊力，是因為它通過施加初始扭矩使結合面緊密貼合，消除了接觸面不平整帶來的影響，隨后施加轉角避免了摩擦造成螺栓軸向伸長量的偏差，進一步提高了預緊力的準確度。

5結論

a） 系統(tǒng)性地闡述了壓氣機軸端螺母預緊力范圍評價模型，同時結合壓氣機熱力計算結果，確定了壓氣機軸端螺栓預緊力設計下限為18.16 kN，設計上限為31.03 kN，均值為24.60 kN，同時以預緊力設計均值為目標值，計算得到了扭矩法及扭矩-轉角法試驗擰緊規(guī)范，分別為62 N·m和20 N·m+60°；

b） 采用扭矩法擰緊時，預緊力平均值為25.77 kN，而采用扭矩-轉角法擰緊時預緊力平均值為24.69 kN，更接近設計均值，滿足設計要求；

c） 在壓氣機軸端連接模擬樣件的擰緊試驗中，采用扭矩-轉角法顯示出更低的預緊力分散性；具體而言，扭矩-轉角法預緊力標準差約為扭矩的25%，因此在壓氣機軸端螺栓擰緊的過程中，扭矩-轉角法具有更高的質量控制水平。

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Influence of Tightening Process on Pre-Tightening Force of Compressor Shaft End

HE Yu1，2，3，WANG Zengquan4，JING Guoxi1，2，3，LIU Ye4，LIU Xinyuan4，SHI Xinyu4

（1.School of Mechanical Engineering， Hebei University of Technology，Tianjin300401，China;2.Laboratory of Power Transmission and Safety Technology for New Energy Vehicles，Tianjin300401，China;3.Hebei Provincial Key Laboratory of Cross-scale Intelligent Equipment Technology，Tianjin300401，China;4.China North Engine Research Institute（Tianjin），Tianjin300406，China）

Abstract： The supercharger is a kind of high-speed rotating machinery， and its working environment is very complex. During the assembly process， the tightening process of compressor shaft end nut will affect the uniformity of the obtained preload. If the shaft end nut is loose， it will cause the supercharger to fail. In order to solve this problem， the evaluation model of the pre-tightening force range of compressor shaft end nut was used， and the thermal calculation results of compressor were combined to determine the pre-tightening force range. Then， according to the design value， the tightening test specification of torque method and torque-rotation angle method were determined. Finally， based on the self-developed fastening test device， the tightening test of the simulated sample of compressor shaft end connection structure was carried out， and the influence of different tightening processes on the pre-tightening force of shaft end was studied. The results show that the required shaft end preload range is 18.16-31.03 kN under the condition of ensuring the normal operation of compressor shaft end structure. The standard deviation of the pre-tightening force of torque-rotation method is roughly 25% of torque method. The use of torque-rotation method is beneficial to reduce the dispersion degree of pre-tightening force， and the tightening of torque-rotation method is closer to the design median， which is beneficial to improve the pre-tightening force control accuracy.

Key words： compressor;nut;assemble;pre-tightening force;tightening process

［編輯： 袁曉燕］