王 欣 楊 敏 唐 鋒 楊 苓

1成都工貿(mào)職業(yè)技術學院 成都 611731 2湖南工業(yè)職業(yè)技術學院 長沙 410208

0 引言

螺栓連接廣泛應用在機械中，具有結(jié)構(gòu)簡單、連接可靠、裝拆方便等優(yōu)點。然而，螺栓松動往往引起機械連接失效，導致機械故障，甚至發(fā)生重大事故，而螺栓預緊力衰減導致的螺栓松動通常認為是導致機械連接完整性破壞的重要原因?，F(xiàn)有研究多基于有限元分析，從微觀研究螺栓松動機理或是借助振動實驗機進行試驗驗證，對真實的工況下的松動情況研究較少。另外，相關研究對不同廠家、不同規(guī)格及不同防腐處理等螺栓進行了研究，但對不同厚度及不同緊固方式研究較少。本文基于真實工況，通過理論計算與試驗的方法對車輪螺栓在振動沖擊下，不同類型螺母、不同緊固方式、不同螺母厚度及不同廠家對軸向力衰減影響進行研究，為工程中螺栓緊固工藝提供經(jīng)驗參考。

1 螺栓預緊力及緊固力矩理論計算

車輪螺栓受力情況如圖1所示，根據(jù)最大制動扭矩計算單個車輪螺栓剪切力P為

圖1 螺栓受力示意圖

式中：T為地面對輪胎的最大扭矩，D為螺圓，即螺栓分布圓周直徑，n為螺栓個數(shù)。

理論最小預緊力Fmin為

式中：Sg為安全系數(shù)，μT為結(jié)合面最小摩擦系數(shù)。

最小緊固力矩Tmin為

式中：Kmax為最大扭矩系數(shù)，d為螺栓公稱直徑，p為螺距，μs為螺紋摩擦系數(shù)，d2為螺紋中徑，α'為螺紋牙測角，μw為支撐面摩擦系數(shù)，Dw為支撐面摩擦扭矩的等效直徑。

當μs與μw取0.18時，K取最大值；當μs與μw取0.1時，K取最小值。

最大緊固力矩Tmax為

式中：q為誤差率。

最大預緊力Fmax為

由上述公式可以得到螺栓的最大與最小擰緊力矩、最大與最小預緊力。

本文以某汽車起重機為例進行研究，因汽車起重機屬于特種車，路上行駛時為滿載狀態(tài)，路面平整程度對車輪的振動、急剎時的動載荷對車輪螺栓的沖擊影響更大，更容易導致車輪螺栓的松動。

其車輪螺栓為M22×1.5，10.9，D為335 mm，n為 10，Sg取 1.2，μT取 0.1，q取 0.1，α'取30°。在計算最大扭矩系數(shù)時，μs與μw均取0.18；在計算最小扭矩系數(shù)時，μs與μw均取0.1。由上述已知條件可計算出理論最小預緊力為136 kN，最小緊固力矩為700 N·m，最大緊固力矩為820 N·m，最大預緊力為215 kN。

2 螺栓預緊力試驗

車輛車輪圓周方向布置10顆螺栓，規(guī)格為M22×1.5，10.9級，采用USM-3超聲波壓力儀測試車輛試驗前后螺栓軸力大小，測量原理為當超聲波通過金屬傳播時，其傳播速度v隨著作用于金屬的應力σ增大而減小，兩者呈線性關系。結(jié)構(gòu)預緊后，螺栓將被拉長，同時應力增大，由于2種現(xiàn)象的疊加效應，超聲波從螺栓的一端進入，在另一端反射并返回所消耗的時間t也隨之增加。通過儀器測得時間t的變化量?t，從而逆向計算得到施加的預緊力。

試驗采用間歇急剎車（最大制動力）的方式進行。試驗路程為15 km，期間進行了23次急剎車。每次急剎車速度從60 km/h降至20 km/h。為了準確測量軸力，將螺栓兩端面平整光滑，如圖2所示。為便于記錄，對每顆螺栓進行標記。

圖2 螺桿頭端面圖

2.1 不同類型螺母對螺栓預緊力衰減的影響

按照上文所述計算得到的力矩值，各選擇20顆螺栓，分為4組，分別對普通螺母和施必牢螺母施加760 N·m（最大與最小緊固力矩的平均值）的力矩值進行試驗，并在試驗前與試驗后測量每個螺栓的預緊力，排除誤差較大的，每組最后有16顆螺栓有效。繪制圖3相同緊固力矩不同螺母試驗前后預緊力情況與圖4試驗后螺栓剩余預緊力百分比。圖中普通-前為普通螺母試驗前的數(shù)據(jù)；普通-后為普通螺母試驗后的數(shù)據(jù)；施必牢-前為施必牢螺母試驗前的數(shù)據(jù)；施必牢-后為施必牢螺母試驗后的數(shù)據(jù)。

圖3 相同緊固力矩不同螺母試驗前后預緊力情況

圖4 試驗后螺栓剩余預緊力百分比

由圖3可知，相同的緊固力矩下，普通螺母產(chǎn)生的預緊力小于施必牢螺母產(chǎn)生的預緊力，根據(jù)公式

式中：T固為緊固力矩，k為扭矩系數(shù)，F(xiàn)為預緊力，d為螺栓螺紋公稱直徑。

可知緊固力矩相同，普通螺母的扭矩系數(shù)大于施必牢螺母的扭矩系數(shù)。影響扭矩系數(shù)的因素有螺紋表面粗超度、螺紋表面處理潤滑狀態(tài)等因素。圖4為試驗后螺栓剩余預緊力百分比，從圖4可知，使用施必牢螺母在橫向載荷試驗后剩余預緊力平均90%，且均大于136 kN，符合設計要求。而普通螺母在橫向載荷試驗后剩余預緊力平均60%，預緊力大小均值為88 kN，不滿足設計要求。

2.2 不同緊固方法對螺栓預緊力衰減的影響

試驗分為2組，每組20顆螺栓，2組均采用普通螺母，一組采用力矩扳手緊固到規(guī)定力矩值，另一組使用輪胎擰緊機緊固到規(guī)定力矩值。通過2種方法緊固后，同樣獲得16顆螺栓預緊力數(shù)據(jù)，不同緊固方式試驗前與試驗后預緊力的變化趨勢如圖5、圖6所示。

圖5 2種緊固方式下預緊力

圖6 不同緊固方式試驗后剩余預緊力百分比

由圖5、圖6可以看出，試驗前使用擰緊機方式緊固的螺栓預緊力相對力矩扳手方式大了50%。綜合考量認為是因為力矩扳手在使用過程中間歇、突然加力，而擰緊機是均勻、連續(xù)擰緊等因素造成。使用擰緊機緊固的螺栓在試驗后剩余預緊力百分比均值77.1%，平均值為160 kN；而使用力矩扳手方式試驗后剩余預緊力百分比均值62.9%，平均值為88 kN。使用力矩扳手方式緊固的螺栓在試驗后的預緊力不滿足設計要求。

2.3 不同廠家、不同螺母厚度對螺栓預緊力衰減的影響

試驗使用施必牢螺母，施加700 N·m的緊固力矩進行。選用廠家甲26 mm厚度螺母、廠家甲30 mm厚度螺母、廠家乙26 mm厚度螺母及廠家乙30 mm厚度螺母4種規(guī)格施必牢螺母各10顆，具體布置見圖7，試驗數(shù)據(jù)表明7顆螺母有效。

圖7 螺母布置圖

圖8、圖9為廠家甲2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力與預緊力剩余百分比曲線，可知30 mm螺母試驗后的預緊力均值占比螺栓保證載荷的58.4%。而26 mm螺母占比均值為44.3%。M22×1.5，10.9級螺栓的保證載荷是276 kN，預緊力一般選擇為保證載荷的55%～65%，即151.8～179.4 kN，可見30 mm廠家甲螺母試驗后剩余預緊力在螺栓保證載荷的合理范圍內(nèi)。

圖8 廠家甲2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力

圖9 廠家甲2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力剩余百分比

圖10、圖11為廠家乙2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力與預緊力剩余百分比曲線，可知30 mm螺母試驗后的預緊力均值占比螺栓保證載荷的61.6%，而26 mm螺母占比均值為48%，可見30 mm螺母試驗后剩余預緊力在螺栓保證載荷的合理范圍內(nèi)；

圖10 廠家乙2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力

圖11 廠家乙2種規(guī)格螺母試驗前后預緊力剩余百分比

對比圖8和圖10，可看到26 mm厚度的廠家甲螺母和廠家乙螺母在相同緊固扭矩下產(chǎn)生的預緊力大致相同，但2廠家30 mm高的螺母在相同緊固扭矩下產(chǎn)生的預緊力相差較大，廠家乙螺母產(chǎn)生的預緊力超出廠家甲螺母20%左右。

扭矩為700 N·m，采用施必牢螺母可以滿足實際要求，在理論計算最小緊固力矩時可以增加一個修正因數(shù)a，a=0.92，以保障理論計算更接近于實際，為實際設計中提供參考。

標準摩擦系數(shù)試驗機與實車測試的螺栓扭矩系數(shù)見表1。

表 1 標準測試與實車測試的螺栓扭矩系數(shù)對比

由表1可知，扭矩系數(shù)越大，標準測試和實車測試扭矩系數(shù)差距越大，這與扭矩系數(shù)大時，螺母體和墊圈之間摩擦力矩大，螺母墊圈和輪輞產(chǎn)生轉(zhuǎn)動有關。實際測試扭矩系數(shù)≥0.20的施必牢螺母緊固后試驗，螺栓預緊力基本無衰減，廠家乙30 mm高度車輪螺母由于實車測試扭矩系數(shù)k最小，導致預緊力衰減最大，為11.6%，但衰減后的預緊力滿足設計要求。扭矩系數(shù)均隨螺母高度的增加而減小。

3 總結(jié)

1）施必牢螺母相對普通螺母而言在螺栓受到重載沖擊后預緊力衰減小，可有效防止螺栓松動。

2）在緊固方式上，擰緊機的連續(xù)均勻方式，相較力矩扳手可以產(chǎn)生符合設計要求的預緊力，且衰減較小。

3）理論計算的緊固力矩運用到實際工作中需要進行修正，本文所述工況為0.92。

4）施必牢螺母高度對預緊力的衰減有影響，30 mm高度螺母產(chǎn)生的預緊力及受橫向載荷沖擊后剩余預緊力更符合設計要求。螺母高度影響扭矩系數(shù)，隨著高度的增加扭矩系數(shù)減小。