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发表于 2020-4-16 08:58:27 | 显示全部楼层 |阅读模式
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本帖最后由 foton 于 2020-4-16 08:59 编辑

紧固件旋转方式对扭矩的影响分析

王孔龙1,孙 奇2,李志强2,于成伟1,周仁宇2,栾俭新2
Wang Konglong 1,Sun Qi2,Li Zhiqiang2,Yu Chengwei1,Zhou Renyu2,Luan Jianxin2
(1. 北京北汽德奔汽车技术中心有限公司 整车工程部,北京 101300;2. 北京汽车集团越野车有限公司,北京 101300)
摘 要:某螺纹紧固部位因空间所限,只能旋转螺栓,在保证夹紧力的前提下,对该紧固件旋转方式调整带来的扭矩变化进行研究分析,分别比较了同样装配环境下,拧紧螺母和拧紧螺栓对保障相同夹紧力所需要的扭矩差异。
关键词:紧固件;夹紧力;扭矩转角法

0 引 言

在汽车装配方面,螺纹紧固方式较为常用的有扭矩法、扭矩加转角法和屈服点法共3类。其中,扭矩加转角法因其可降低因螺纹摩擦系数波动对转角拧紧所产生的预紧力的影响,设计预紧力可取到螺栓屈服强度的80%以上[1],已在越来越多的汽车底盘关键部位得到应用。

常规紧固件摩擦面积单一,旋转方式都以螺母为主要拧紧对象,便于计算和模拟。但某些特殊的紧固部位,受空间所限,拧紧设备无法伸入,只能通过夹持螺母旋转螺栓达到紧固。如何在夹紧力一定的前提下确定这类特殊拧紧设备所需的监测扭矩上限,在同样装配环境下,对拧紧螺母和拧紧螺栓保证相同夹紧力所需要的扭矩差异进行试验对比研究。


1 理论分析

由机械设计理论可知,螺母或螺栓拧紧时的旋转角,与螺栓伸长量及被拧紧件松动量的总和成一定比例。因此,可通过旋转规定角度来达到期望预紧力,即先提供一定贴紧扭矩,令螺母与被拧紧件紧密贴合,再旋转一个预定角度,使被拧紧件的预紧力达到预定值,即扭矩转角法[2]。

常用的扭矩转角法有两种,一是角度控制,扭矩监视法;二是扭矩控制,角度监视法。研究对象采用角度控制,扭矩监视法进行操作,一方面可防止螺栓过屈服,另一方面可以保护拧紧机不因扭矩过大而损坏。

螺母拧紧扭矩T的计算公式为[3]

T=KFd (1)

其中,

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式中:F为预紧力;K为扭矩系数;d为螺纹公称直径;d2为螺纹中径;γ为螺纹升角;ρv为螺纹当量摩擦角,ρv=arctanf2;f2为螺纹摩擦因数;dm为螺母支撑面平均直径, de90bee90cecc945161c398cccfee0ae.png ;dw为螺母支撑面大径;d0为安装件螺纹孔直径;f1为螺母支撑面摩擦因数。

由式(2)可知,拧紧螺母的扭矩由3部分组成,第1部分为螺纹升角,用于拉伸螺杆产生预紧力,约占10%,第2部分为螺纹副的内摩擦消耗,约占40%,第3部分为支撑面的摩擦消耗,约占50%[4]。

尚未有针对螺栓旋转扭矩的计算公式,但从式(2)可知,螺栓旋转过程中,较螺母旋转方式,增加了螺栓外螺纹与被装配件互相转动时的摩擦消耗,该摩擦对螺栓伸长产生了阻力,影响了螺纹升角,其他两部分没有差异。

扭矩过小会有松动风险,过大会导致被夹紧件变形或螺栓过屈服,故扭矩范围需严控。

该车型螺纹紧固部位设计所需预紧力为(115±15) kN,选取螺栓规格为M16×1.5、10.9级,工艺扭矩设定为(180 ±20) N×m、90°±10°。螺栓螺纹相关参数见表1。

[size=0.8em]表1 螺栓螺纹相关参数
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利用式(2)计算可得,扭矩系数K为0.18,考虑到工程制造实际中的装配误差,设定公差为0.01,即K为0.18±0.01。

利用式(1)计算可得设计所需扭矩为331 N×m,其允差范围如图1所示。


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[size=0.8em]图1 所需扭矩的理论允差范围

由图1可知,在保障该装配部位所需夹紧力的情况下,考虑到夹紧力公差和扭矩系数误差,最小扭矩值为272 N×m,最大扭矩值为395 N×m。

上述仅考虑了旋转螺母的扭矩情况,但因装配空间狭小,无合适拧紧设备能伸入,只能夹持螺母旋转螺栓,故需考虑螺栓的螺纹与被装配件之间的摩擦消耗,该摩擦计入螺纹升角部分,亦即在前述最大理论扭矩值基础上再增加部分扭矩为所需最大扭矩。

该最大扭矩即为拧紧设备需要监控的扭矩上限值,超过该值则需要对被装配零件进行质量分析并对螺栓螺纹质量进行检查。


2 试验验证

选取符合质量要求的螺栓螺母组合,辅以切割开的被装配零件,在测试台上模拟实车状态进行螺母旋转拧紧测试,切割开被装配的零件是为保证拧紧设备有足够的空间旋转螺母。获得工艺扭矩值约为310 N×m,在理论计算范围内。某试样测试扭矩转角如图2所示。

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[size=0.8em]图2 旋转螺母获得的装配扭矩曲线图

由图2可得,螺栓屈服点a为517 N×m;点b为贴合扭矩为180 N×m时的螺栓扭矩点;点c为完成装配工艺后的扭矩点,此时工艺扭矩为305 N×m,在设计扭矩的理论允差范围内。

将紧固件旋转方式改为螺栓旋转拧紧,获得扭矩转角如图3所示。

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[size=0.8em]图3 旋转螺栓获得的装配扭矩曲线图

由图3可知,扭矩点c¢对应的扭矩值已达406 N×m,较旋转螺母方式的理论扭矩331 N×m高出75 N×m,超出比例为22.6%,并且也超出旋转螺母方式的理论扭矩最大值11 N×m。

通过实车批量装配,获得的扭矩上限样本如图4所示,其扭矩值范围为319~407 N×m,该范围较旋转螺母理论扭矩范围略高,其中最大扭矩前者比后者高12 N×m,超出比例约为3%。

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[size=0.8em]图4 达到装配工艺后的扭矩上限样本

对图4中扭矩上限超过400 N×m的螺栓进行螺纹段金相分析,如图5所示,螺纹位置的金相组织未发现存在冷变形产生的塑性流变现象,说明螺纹位置不存在明显的塑性变形,该螺栓仍处于弹性变形阶段,与试验曲线相符。

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[size=0.8em]图5 扭矩上限超400N×m的螺栓的螺纹段金相图(500倍)

综上测试,结合拧紧设备扭矩误差,将监控扭矩上限设置为420N×m,即超出旋转螺母方式最大扭矩值约5%。经过大批量装配验证,未出现装配件和紧固件都合格情况下的监控扭矩误报现象。说明仅通过图3和图4对比进行结论判断并不恰当,旋转螺栓产生的扭矩较旋转螺母的方式不会高出很多。


3 结 论

(1)在保证相同夹紧力前提下,旋转螺栓紧固产生的扭矩值比旋转螺母产生的扭矩值高3%左右,因此在选择拧紧设备时其监控扭矩值无需设定过大,可有效降低设备成本;

(2)紧固件旋转方式中,采用旋转螺栓紧固所需要的扭矩上限,应较旋转螺母紧固方式高5%,否则达不到夹紧力的要求;

(3)紧固件拧紧扭矩的确定需要较大的样本量,否则容易导致结论的误判。

研究中存在样本量偏少的问题,但测试结果和理论分析对类似问题的解决有一定的参考和借鉴意义。


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