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螺纹拧紧技术研究及拧紧机控制系统设计 摘要 本文针对螺纹联接的重要作用，分析了螺纹拧紧方法研究和拧紧工具使用 的现状，明确提出了研究螺纹拧紧技术，对于设计先进拧紧机控制系统的重要 意义。 首先，本文对螺纹拧紧过程中预紧力与拧紧力矩、转角、螺栓伸长等参数 的关系进行了理论方面的研究和探讨。然后，详细地研究了目前主要使用的螺 纹拧紧控制方法的原理及其特点，并介绍了螺纹拧紧的监控方法和检测方法。 在此基础上，选取了角度控制一扭矩监测法作为本文拧紧机控制系统的设计基 础。第三，本文对电动拧紧机的原理和组成进行了简要介绍。其中，着重讲述 了电机的应用，并提出了使用交流伺服电机作为拧紧机的动力源。最后，通过 比较国内数种控制系统方案，设计出基于多p l c 的模块化电动多轴拧紧机的控制 系统。 关键字：拧紧技术控制系统p l c r e s e a r c ho nt h es c r e w i n gt e c h n o l o g y & d e s i g n o ft h es c r e w i n gc o n t r o ls y s t e m a b s t r a c t f o c u s i n go nt h ei m p o r t a n c eo fs c r e wt h r e a dj o i n t ，t h i sp a p e ra n a l y z e st h es c r e w i n g t e c h n i q u e sa n dt h es t a t u so f s c r e w i n gt o o l sa p p l i c a t i o n ，a n db r i n g sf o r w a r dt h es i g n i f i c a n c e d e f i n i t e l yf o rd e s i g n i n gac o n t r o ls y s t e m o fa d v a n c e ds c r e wt i g h t e n i n gm a c h i n eb y i n v e s t i g a t i n gt h es c r e w i n gt e c h n o l o g y f i r s t l y , t h i sp a p e rm a k e st h et h e o r e t i c a lr e s e a r c ho nt h er e l a t i o na m o n ga x i sp r e l o a d , t o r q u e ，r o t a t i o na n g l ea n db o l te x t e n s i o ne t c i nt h ep r o c e s so fs c r e w i n gd o w n s e o o n d l y ； t h ep r i n c i p l ea n df e a t u r e so fs c r e w i n gc o n t r o lm e t h o d sm a i n l yu s e dp r e s e n t l ya r ea n a l y z e d i nd e t a i l ，t h em o n i t o r i n gm e t h o d sa n dt h ed e t e c t i o nm e t h o d sa r ea l s oi n t r o d u c e d b a s i n g t h a t , t h ea n g l ec o n t r o l t o r q u em o n i t o r i n gm e t h o di ss e l e c t e da sf o u n d a t i o no fs c r e w i n g c o n t r o ls y s t e mi nt h i sp a p e r t h i r d l y , ab r i e fi n t r o d u c t i o no nt h es t r u c t u r ea n dp r i n c i p l eo f e l e c t r i cs c r c wt i g h t e n i n gm a c h i n ei sm a d e i nt h i sp a r t ，t h ea p p l i c a t i o no ft h ee l e c t r i c a l m o t o ri se m p h a s i z e da n da cs e r v om o t o ri sp u tf o r w a r da sp o w e r l a s t l y , t h i sp a p e rd e s i g n s t h ec o n t r o ls y s t e mo f t h em o d u l a re l e c t r i cm u l t i p l e - s p i n d l es c r e = 、】vt i g h t e n i n gm a c h i n eb a s e d o nm u l t i p l e p l cb ys t u d y i n gs o m ei n l a n dc o n t r o ls y s t e m s k e y w o r d s ： s c r e w i n gt e c h n o l o g y c o n t r o ls y s t e m p l c 插图清单 图2 1 螺纹预紧力分布直方图一5 图2 2 初松弛量分布直方图一6 图2 3 螺栓上的力矩8 图2 4 预紧力与拧紧力矩的关系曲线1 0 图2 5x 值的直方图l i 图2 6 摩擦系数与预紧力的关系1 2 图2 7 拧紧螺母示意图1 3 图2 8f 与学的关系曲线1 3 图3 1 拧紧扭矩和预紧力的关系图1 5 图3 2k 值对扭矩法拧紧力的影响1 7 图3 3 转角与预紧力的关系图( 弹性区域) 1 8 图3 4 转角与预紧力的关系图( 塑性区域) 1 8 图3 5k 值对弹性区域扭矩转角法预紧力的影响1 9 图3 6 塑性区域扭矩转角法预紧力变化示意图1 9 图3 7 两种控制方法比较2 6 图3 8 屈服点法原理图一2 1 图3 9 测量螺栓伸长量的方法2 2 图3 一1 0 扭矩控制一转角监控界面2 4 图3 1 1 角度控制一扭矩监控法曲线一2 4 图4 - 1 电动拧紧机原理简图2 7 图4 2 电动拧紧机结构示意图2 8 图4 3 动力及传动系统结构图2 9 图4 4 普通交流电机作为动力源的拧紧机结构图3 0 图4 5 交频交流电机作为动力源的拧紧机结构简图一3 l 图4 - 6 普通交流电机作为动力源的四轴拧紧机结构图3 1 图4 7 拧紧装置3 4 图5 一l 典型电动多轴拧紧机系统原理图一3 5 图5 2 工控机控制系统框图3 9 图5 3 拧紧机人机界面3 9 图5 4 基于多p l c 的模块化电动多轴拧紧机的控制系统结构图4 0 图5 5 基于多p l c 的模块化电动多轴拧紧机的控制系统结构改进图4 1 图5 6 电动多轴拧紧机系统原理图二4 2 图5 7 轴控单元控制系统结构框图( 参数设置仅在主轴控单元中) 4 3 图5 8 控制面板图4 4 图5 9 主任务流程图( 参数设置仅在主轴控单元中) 一4 4 图5 1 0 加载任务界面图4 5 图5 1 i 加载任务流程简图4 6 图5 一1 2 卸载任务界面图4 7 图5 1 3 卸载任务流程简图4 8 图5 一1 4 图5 - 1 5 图5 一1 6 图5 一1 7 图5 一1 8 图5 一1 9 p l c 串行链接主站设定4 9 p l c 串行链接从站设定5 0 参数设置任务首界面5 l 权限认定晃面5 1 参数设置界面一5 2 报警画面5 2 表格清单 表2 1 螺栓联接预紧力值的选择准则一8 表2 2 钢制螺栓的k 值1 1 表3 一l 四种拧紧方法比较2 3 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的 研究成果。据我所知，除了文中特别加以标志和致谢的地方外，论文中不包含 其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得金理王些太堂 或 其他教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所 做的任何贡献均己在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签字：葛隽_ p 签字日期：j 一7 年f - 月。日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金壁王些太堂有关保留、使用学位论文的规 定，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被 查阅或借阅。本人授权金胆王业盘堂可以将学位论文的全部或部分论文内 容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇 编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名：l 步b 辞夕 签字日期：。舯一7 年f 月t 叠日 日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地妇h ： 导师签名： 签字日期： 电话： 邮编： 小 肭价驰 致谢 在我完成论文之际，首先要感谢我的导师林巨广研究员，林老师为我倾注 了大量心血。他的宽广知识面和丰富的实践经验对我课题的完成起到了很大作 用，对于我今后的人生，这也是一笔难得的财富。林老师在生活上给予我无微 不至的关怀，使我在困难的环境中完成学业。在此，我再次向林老师表示衷心 的感谢。 感谢任永强副教授对我论文的指导，感谢丁苏赤老师在学业上给予的不倦 教诲；感谢周仁淦、谢峰、杨韶明等其他老师给予我的支持和帮助。 感谢汽车装备工程技术研究所的各位员工和同学的支持与帮助! 感谢本文中所引用的参考文献的作者。文中可能还有由于疏忽没有列出的 参考文献，在这里对它们的作者也一并表示感谢。 感谢评阅本文的各位专家、学者和教授。 最后，感谢家人对我的默默支持，使我能全身心地投入研究和学习。 作者：黄恭伟 2 0 0 7 年5 月一 第一章绪论 1 1 螺纹联接的广泛性及其重要作用 为了便于机器的制造、安装、运输、维修以及提高劳动生产率等，人们广 泛地使用各种联接。但在所有联接中，应用最广泛的是螺纹联接。 螺纹联接可以获得很大的联接力，又便于装拆，通过标准化，实现了大批 量生产，成本低而价格便宜，具有互换性，因此，在机械和结构中广泛采用螺 纹联接。螺纹紧固件已成为必不可少的机械零件。 在汽车工业生产中，螺纹联接也是十分广泛的。有资料介绍，在汽车发动 机上，根据发动机产品和结构的不同，每辆发动机上的螺纹紧固件通常在 1 0 0 0 - 2 0 0 0 件左右，品种通常在1 0 0 种以上，规格从m 4 - m 3 2 不等，而其中大约 1 0 0 个是与车辆的安全性能有密切联系的。 虽然螺栓是一种极普通的机械零件，但是在重要设备中，一旦螺栓联接出 现损坏，将造成严重后果。据有关资料表明，我国中重型柴油机的故障率1 5 是与螺纹联接失效有关，而汽车整车质量有1 3 的问题与螺纹拧紧质量有关。 因此，现在许多发动机厂在车辆保用服务中，要求社会服务站对重要螺栓复检 扭矩。 一 在过去的几十年中，螺栓联接以及拧紧工艺的研究随着航空与汽车工业的 发展而越来越被人们重视。从经济角度来看，螺钉、螺栓本身的价值很低，但 他们所联接的产品却很昂贵，螺钉和螺栓失效时，损坏的不只是它们本身，而 是整个产品。由于联接质量不好所带来的灾难性后果使得人们对螺纹联接的研 究和高精度拧紧工具的使用越来越重视。 1 2 螺纹拧紧方法研究和拧紧工具使用的现状 人们长期以来十分重视螺纹联接的设计，但对螺纹联接过程，即螺纹拧紧 工艺及设备却不太重视。因此，对于经常发生螺纹实际拧紧力并未到达设计要 求，或螺纹联接设计不合理的现象，由于螺纹拧紧工艺研究的缺乏，不能将其 解决。在这种情况下，螺纹联接设计的有效性被打了折扣，螺纹的装配质量无 法稳定。为了解决这个问题，人们不得不开始重视螺纹拧紧工艺的研究。国外 在拧紧方法的研究方面，进行了大量的试验，并不断制定和修改螺纹拧紧方面 的标准。 美国早在4 0 年代末就开始着眼于螺栓伸长和轴力的关系，并进行了扭矩 转角法的研究，并于1 9 6 0 年制定了规范，以后在1 9 6 2 年修订规范时，强调以 扭矩转角法作为主要拧紧方法。1 9 6 4 年、1 9 7 4 年又不断地进行了修订，使规 范日臻完善。扭矩转角法在当时已是美国主要拧紧方法。英国、日本、西德等 也都相继采用，并都制定了各自的扭矩转角法标准。 之后，各国又在进行屈服点法的研究。现在，在汽车发动机上都积极地采 用着这种方法。国外发动机凡是承受交变载荷以及受振动和温度影响的螺栓， 如连杆螺栓、曲轴螺栓、主轴承螺栓、缸盖螺栓，均已淘汰扭矩法，而改用扭 矩转角法或用不受扭矩系数影响的屈服点法控制拧紧过程0 1 。 国内对拧紧技术的研究，是随着和国外公司的合作而开始重视的。现在也 在对国外拧紧技术进行引进、消化和吸收，并制定了一些标准，如等效日本1 9 9 0 年标准的国标g b t1 6 8 2 3 卜1 9 9 7 螺纹紧固件应力截面积和承载面积、g b t 1 6 8 2 3 2 - 1 9 9 7 螺纹紧固件紧固通则和g b t1 6 8 2 3 3 - 1 9 9 7 螺纹紧固件拧 紧试验方法n 叫等。在一些关键位置，如发动机上一些螺栓装配，也采用了先 进的拧紧方法。 先进的拧紧方法需要自动控制的拧紧工具。这种拧紧工具首先是在国外产 生，并被广泛应用于各汽车制造企业中。较著名的国外拧紧机生产商有 a t l a s c o p c o 公司( 瑞典) 、b o s c h 公司( 德国) 、c o o p e r ( 美国) 、i n g e r s o l l r a n d 公司( 美国) 、o b e r 公司( 意大利) 等“1 。 随着对国外先进拧紧技术和拧紧工具技术的消化，国内现在也有一些科研 院所和企业自行设计和开发具有自主知识产权的拧紧机，如中国科学院沈阳自 动化研究所、东风公司设备制造厂、山东春龙气动机械厂口和大连德新机电公 司等等。 1 3 自动控制的电动拧紧机简介 自动控制的电动拧紧机是电子技术与机械技术相结合的产物，主要是由两 大部分组成的，一部分是完成拧紧动作的执行机构，即拧紧轴单元。另一部分 是控制和监视拧紧过程的控制系统。这种拧紧工具既可以对拧紧过程施行自动 控制，又可对于拧紧结果进行统计分析，并具有精度高、噪音低、劳动强度低、 劳动生产率高等许多优点。目前欧美、日本等国的汽车业普遍采用这种拧紧设 备，在国内近年来也越来越受到众多汽车业厂家的青睐。 执行机构中电机是关键部件。新的拧紧方法对电机的精度、响应等性能要 求很高。在国外拧紧机行业中通常采用的电机有两种：交流伺服电机和直流无脚 电机。 控制系统是拧紧机的核心。按控制系统的核心部件的不同，拧紧机分为基 于工业控制计算机( i p c ) 的电动拧紧机、基于可编程序控制器( p l c ) 的电动 拧紧机和基于以单片机为核心开发的专用控制器的电动拧紧机。三种控制器方 案各有各自的优点和缺点，适用于不同的工作场合。 2 1 4 本文研究的主要内容及意义 本文研究的主要内容有以下四部分： ( 1 ) 螺纹拧紧的理论基础 本文首先论述了螺纹的预紧理论；影响预紧的因数，预紧力与拧紧力矩、 螺母转角以及螺栓伸长等参数的关系。深入研究这些影响因数和关系有利于提 高螺纹拧紧的可靠性。预紧理论是螺纹拧紧技术的基础，螺纹拧紧技术是运用 这些理论进行分析研究并结合拧紧试验而发展起来的。 ( 2 ) 主要的螺纹拧紧技术 对现在主要使用的螺纹拧紧方法进行研究是本文的重点之一。螺纹拧紧技 术是拧紧机控制系统的流程设计基础，拧紧机的先进性就体现在其实现的拧紧 方法的先进性。从某种角度上来说，拧紧方法的研究比拧紧机控制系统的设计 更为重要。因此，在进行拧紧机控制系统的设计之前，对螺纹拧紧技术进行了 解是十分重要和必要的。本文在这一部分运用螺纹预紧的相关理论，对现在常 用的拧紧方法的原理、特点及应用进行详细的研究，并对螺纹拧紧过程中的监 控方法和装配扭矩的检查方法进行了介绍。通过论述，使我们能对现在主要使 用的螺纹拧紧技术有清楚的认识。 ( 3 ) 电动拧紧机结构简介 该部分内容简单介绍了电动拧紧机结构，着重地研究了电机在拧紧机设计 中的应用，提出了使用交流伺服电机作为动力源，并分析了交流伺服电机的优 点。 ( 4 ) 螺纹拧紧机的控制系统设计 设计螺纹拧紧机的控制系统以实现某种拧紧方法是此次课题研究的目的， 也是本文的另一重点。现在的螺纹拧紧方法对控制系统的要求越来越高，因此， 控制系统已成为拧紧机的核心之一。在这一部分，本文在分析比较国内拧紧机 控制系统方案的基础上，提出自己的控制系统方案一一基于多p l c 的模块化电动 多轴拧紧机控制系统。 本文站在拧紧工具设计制造的角度，以设计拧紧机控制系统为目的，将螺 纹拧紧相关的理论、技术提出来，使我们对螺纹拧紧从从理论再到技术，从技 术再到设备，有一个全面和清晰地认识，为设计制造出超过国外水平的拧紧设 备提供一些参考。 第二章螺纹联接的预紧理论 绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧，使联接在承受工作载荷之前，预 先受到力的作用。这个预加作用力称为预紧力。预紧的目的在于增强联接的可 靠性和紧密性，以防止受载后被联接件出现缝隙或发生相对滑移。 2 i 螺纹预紧的重要性 螺纹联接的预紧力将对螺栓的总载荷、联接的临界载荷、抵抗横向载荷的 能力和接合面密封能力等产生影响。过大或过小的预紧力均是有害的，所以预 紧力的大小、准确度都十分重要，从而使预紧力的控制成为螺纹联接的重要闯 题之一。 2 1 1 预紧力不适当带来的后果 ( 1 ) 螺纹联接零件的静力损坏：若螺纹紧固件拧得过紧，即预紧力过大，则 螺栓可能被拧断，被联接件可能被压碎、咬粘、扭曲或断裂，也可能螺纹牙被 剪断而脱扣。 ( 2 ) 被联接件滑移、分离或紧固件松脱：对于承受横向载荷的普通螺栓联接， 预紧力使被联接件间产生正压力，依靠摩擦力抵抗外载荷。因此，预紧力的大 小决定了它的承载能力。若预紧力不足，被联接件将出现滑移，从而导致被联 接件错位、歪斜、折皱甚至紧固件被剪断。 对于受轴向载荷的螺栓联接，预紧力使接合面上产生压紧力，受外载荷作 用后的剩余预紧力是接合面上工作时的压紧力。预紧力不足将会导致接合面泄 漏，如压力管道漏水、发动机漏气，甚至导致两被联接件分离。预紧力不足还 将引起强烈的横向振动，致使螺母松脱。 ( 3 ) 螺栓疲劳破坏：大多数螺栓因疲劳而失效。减小预紧力虽能使螺栓上循 环变化的总载荷的平均值减小，但却使载荷变幅增大。因此，总的效果大多数 是使螺栓疲劳寿命下降。 ( 4 ) 增大设备质量与成本：若预紧力过小，需使用较多和( 或) 较大的紧固件， 往往也需采用较大的被联接件，因而增大了产品质量。同时，许多产品的成本 是与需要装配的零件数目成正比的，所以预紧力过小将导致装配成本和制造成 本，以及维修费用的增加”1 。 2 1 2 预紧力的离散性 螺纹紧固件是极普通的零件，但它的形状复杂，而且螺旋副的接触和润滑 4 状态更是难以预测与控制。由于其几何参数、表面质量、润滑状态等的可变性， 导致了预紧力的离散性。即使在同一天，由同一操作者，用同一工具，以同样 的拧紧力矩去拧同样材料、经同样处理、同一批生产的紧固件，每个紧固件的 预紧力却是不一样的。称这一现象为螺栓预紧力的离散性。 图2 - i 是实测的一批螺栓的预紧力分布直方图。 0 1 2 n 1 0 0 0 8 频 妻0 0 6 00 4 0 0 2 0 忒鼹n 匿慕囊饕翻 r羹 藿 囊 蕊 錾 蕙 蠹 蕊蘸蕙蠹习 蕙纂蕊鬟 蕙囊 蓬鬟敝 黛蕊 鬟 萎蠹 蕊鬟 蕙鍪 l o2 03 0 4 0 5 0 预紧力k n 1 0 8 级m 8 螺栓，被联接件总厚5 84 r a m 图2 1 螺纹预紧力分布直方图 ( 1 ) 预紧力的离散度；一批螺纹紧固件预紧力的分布范围和分布状态，与拧 紧工具、螺纹牙表面状态、润滑方法等有关。最大预紧力与最小预紧力相差多 者，谓之离散性大。采用离散度善来表征预紧力离散性的大小。k 为最大预 紧力，瓦。最小预紧力，则离散度孝定义为 善= ( j ； 嘣民h 一1 ) ( f 麟昂h + 1 ) ( 2 - 1 ) 或使用分布误差指标，即上偏差( - f ) f 和下偏差( - f ) f ， f 为 目标预紧力。 ( 2 ) 影响离散度的因素 a 工具的准确性。这是显而易见的，例如测力矩扳手的准确性必将反映到 拧紧力矩上而影响预紧力。 b 控制的准确性。选用的控制参数的准确性当然会影响预紧力的准确性， 例如拧紧力矩与预紧力的关系本身就包含有不确定性，用控制拧紧力矩的方法 控制预紧力，也就会出现不确定性。 c 操作者的准确性。即使有了最好的工具，一般操作者也不会获得完全一 致的结果，总会有某些偏差，必须想办法减少操作者的错误。 d 应力松弛。即使准确地预紧了螺栓联接，也不可能长时间保持这样的预 紧。大多数螺栓联接，特别是新的和装置有垫片的联接，由于种种原因会出现 松弛，而且松弛量也是个不确定的因素。松弛首先对刚刚够预紧标准的螺栓联 接造成损害，使联接预紧力不足。 e 零件质量。只有零件尺寸正确、硬度合适、状态良好方能获得正确的拧 紧。例如，螺栓若硬度不够，在给定力矩下不可能获得足够的预紧力。 上述因素不可能全部都控制在最佳状态。但是，对这些问题了解得愈多， 设计成功的可能性愈大。 2 1 3 初松弛 在螺栓联接中，承受载荷的某些局部若应力超过了屈服点，则将出现蠕变 和流动，以避免过大的应力。这种局部塑性变形虽然在预紧时大部分进行完毕， 但在使用过程中还要有少量变形。这种变形使联接中的应力下降，称为应力松 弛。 预紧后局部塑性变形中的大部分发生在使用初期不长的一段时间里，把这 很短时间里因变形而导致的应力下降称为初松弛。变形达到一定程度方停止， 这时联接中的应力，也就是预紧力方稳定。初松弛可以发生在螺栓或垫片上， 也可以发生在螺母或被联接件上，不过通常只发生在零件的局部，例如螺母的 第一圈承力螺纹牙。 a 发生初松弛的原因：螺母和螺栓的螺纹牙表面、螺栓头部和螺母的支承 表面以及被联接件的接触表面等，都不可能是绝对平的。即使它们有很小的粗 糙度值，微观上也是凹凸不平的。除了表面粗糙度外，尚存在波纹和形状误差。 载荷作用之后，最初，表面只有少量面积接触，接触点上应力极大，产生塑性 变形，使接触面积增大，直至应力低于屈服点为止。因而在预紧螺栓时会出现 局部塑性变形，预紧结束，变形本该终止，但实际上由于外载荷等多种因素， 局部继续发生塑性变形，出现初松弛。 螺 柱 数 图2 2 初松弛量分布赢方图 b 初松弛量的估算：导致松弛的因素很多，又难以预计，大多数情况必须 用试验方法确定初松弛量。同时，初松弛量也是个离散量，需要掌握其平均值 6 和分布。图2 2 ”1 是用2 2 5 英寸的双头螺柱，以水平张紧器拉伸，螺母和螺栓 经过多次拧紧，使之产生0 7 9 0 , 的应力，经初松弛后的剩余应力分布图。由图 可见，初松弛量在拉伸应力的5 ( o 7 9 0 , 一0 7 5 a , ) o 7 9 吒 4 3 间变化，平 均值为2 4 。 2 1 4 允许的最大预紧力 预紧时，过大的预紧力会使螺纹紧固件发生静力破坏，或者螺纹牙被剪断 ( 脱扣) ，或者螺栓断裂。预紧力在螺栓上产生的应力称为预紧应力，用口表示。 由于拧紧扭矩的作用，螺纹部分又有切应力f 。由于螺栓材料是塑性的，故可 根据材料力学第四强度理论，可知其等效应力c r 0 c r o = 厮 当有外加拉伸载荷作用时，螺栓上拉应力增大，其等效应力为 c r 0 = 妊i 丽 通常，允许螺栓上工作载荷引起的拉应力的增量为0 1 q 。由材料力学可知， r i o * o 5 。令盯= 口吒，将以上关系式代入，得强度条件为 ( 口吒+ o 1 吼) 2 + 3 ( o 5 口吒) 2 吒 由上式解出 a t m x 0 7 0 即不出现屈服允许的最大预紧应力 q 。0 7 0 0 , ( 2 - 2 ) 换句话说，不出现屈服的最大预紧应力最好为屈服点的7 0 。若考虑安全裕度， 可取盯z o 7 5 o 1 ，许用静应力【盯】= a , s ，s 为安全系数。于是有 * 3 醒 盯】1 6 ( 2 3 ) 式中，以为计算直径 由于预紧力值有离散性，为使实际最大预紧力不超过2 - 3 式，考虑离散度 后，公称最大预紧力应为 e 。= 3 ( 1 一f ) 万刃 盯】【1 6 ( 1 + 孝) 】 ( 2 4 ) 2 1 5 预紧力值的选择 表2 - 1 ”3 给出了各种螺栓联接推荐的预紧力值选择准则。 表2 1 螺栓联接预紧力值的选择准则 螺栓联接类型与应用场合等效应力屈服点 受剪的铰制螺栓联接 拉伸载荷极小的螺栓联接，如地脚螺栓 0 1 o 2 有因较大应力腐蚀而断裂之危险的螺栓联接 有垫片的密封螺栓联接 0 。3 5 o 4 没有垫片的密封螺栓联接，这种连接承受拉伸 载荷并且必须满足安全规范的要求 0 5 0 o 6 0 压力容器螺栓联接预紧力的上限 为了避免振动松脱或疲劳等压紧力过小的场合 主要根据装配中所用预紧力控制方式和螺栓是 o 。7 否允许拉力超过屈服点选择预紧力 采用力矩扳手拧紧时的预紧力上限 螺栓强度或拉力在装配时可以测量出的场合 o 8 5 o 。4 5 钢结构螺栓联接，该联接依靠摩擦力抵抗横向 外载荷 1 0 0 外载荷必须预先准确知道并且螺栓允许拉力超 过屈服点，螺栓经加工硬化仍有足够韧性的场合 2 2 预紧力与拧紧力矩的关系 i 图2 3 螺栓上的力矩 拧紧螺母时，要克服螺旋副间的螺纹力矩五和螺母支承面上的摩擦力矩五， 故拧紧力矩t = 五+ 正。螺栓的螺纹端面承受螺纹力矩正，螺栓头一端，支承面 上作用有摩擦力矩五( 图2 3 ) 。若瓦一 五，则螺栓上力矩平衡，拧螺母时螺栓不 会转动，否则，在螺纹力矩下的作用下，螺栓将随螺母一起转动，无法拧紧。一 这时，必须在螺栓头上施加夹持力矩瓦，以防止螺栓转动。 由理论力学得到预紧时的螺纹力矩z 和预紧力f 的关系为 五= 磁t a i l ( + p ) 2 ( 2 - 5 ) 六角螺母支承面是一外径为d l ( * s ) 、内径为d o 的圆环面，对于非磨合圆 环面，摩擦力矩为 五= 以f ( 研一珥) 【3 ( 研一瑶) 】 可得 t = 五+ 正= f ( p ( 2 z ) + “r 2 c o s + 以，：，) ( 2 6 ) 式中= ( 研一硝) 【3 ( 研一掰) 为圆环面的当量摩擦半径； p 一当量摩擦角 d ：一中径 一升角 一轴向截面牙型斜角 一螺旋副的摩擦系数 以一支承面的摩擦系数 代入常用标准紧固件的尺寸和摩擦系数值，可以得出；表征螺旋副斜面作 用的第一部分力矩值，即用于拉伸螺栓的力矩值( 即“2 万) ) ，粗牙螺纹约占1 5 ， 细牙螺纹约占1 0 ；表征螺旋副中摩擦作用的第二部分力矩值( 即吒c o s ，) ，粗 牙螺纹约占3 9 ，细牙螺纹约占4 2 ；表征圆环形支承面上摩擦作用的第三部分 力矩值( ) ，粗牙螺纹约占4 6 ，细牙螺纹约占4 8 。 2 2 1 理论方程 式2 6 描述了螺栓预紧到屈服点前预紧力与拧紧力矩之间的关系，称为理论 方程。若把摩擦系数视为常数，则由方程可知，对于一个确定的紧固件预紧力 与拧紧力矩理论上呈线性关系( 见图2 4 ) ，一些实验也证实线性关系的存在。当 预紧力超过屈服点之后，预紧力的增量减小，如图2 - 4 中，拧紧力矩越过8 0 n m 之后，关系曲线呈下弯的曲线形状。 由式2 6 看出，预紧力与拧紧力矩的比例系数含有两组变量，一组是摩擦系 数变量，另一组是螺纹的几何变量。 9 5 5 5 0 五4 5 c4 0 盏3 5 雕3 0 2 5 2 0 1 5 1 0 5 ， ， ， ， ， ， ， 01 0 2 03 0 4 05 06 07 08 0 9 01 0 01 1 0 1 2 0 1 3 0 拧紧力矩ln 皿 图2 4 预紧力与拧紧力矩的关系曲线 摩擦系数是一个难以控制，实质上又不能预先知道的参数。在螺纹紧固件 中影响摩擦系数的因素有：各个零件的表面硬度；表面粗糙度；材料品种；表 面涂覆层的类型、厚度与状态：润滑剂的品种、量、状态、施加方法、污染情 况和温度；螺母拧紧的速度；螺旋副之间的接触情况；孔的间隙和表面压力等。 对于一个给定的螺纹紧固件，几何变量中的参数似乎都是已知的，实际上 却并非如此。一个螺纹紧固件的螺距、牙型半角，特别是有效接触半径，其真 实的值都是不可预知的。螺栓不是刚体，形状复杂，承受高的应力，有很高的 应力集中。螺栓受载后虽然基本上是弹性变形，但总有局部会出现塑性变形改 变了螺栓的几何参数。螺母支承面不可能严格垂直于螺纹中心，孔也不可能严 格垂直于被联接件表面，因此圆环面的摩接力矩公式也会出现偏差。实验表明， 这些因素导致的偏差甚至能超过摩擦系数变化导致的偏差。 2 2 2 实验方程 将拧紧力矩 丁= 五+ 弓= 皇! 墨掣+ 错 整理成如下表述式 州芈+ 锵3 高3 ，彤 令 生塑娅尘+ 丝! g 二垡2 ：k l o 于是有 t = 强d 称k 为拧紧扭矩系数。 0 1 5 颍 盛o 1 0 0 0 5 0 1 5 30 1 7 8 置0 2 0 3 0 2 2 8o 2 6 3 图2 - 5k 值的直方图 ( 2 7 ) 若用实验方法求得足，则上式成为预紧力与拧紧力矩关系的实验方程。这 样虽然形式上实验方程和理论方程无实质上的差异，但内涵却不大相同了。足可 以概括影响拧紧力矩与预紧力关系的每一个因素，如摩擦系数、扭转变形、弯 曲变形、螺纹牙的塑性变形等。 对于螺栓联接的每个新的应用场合，都必须通过大量的试验以确定量的平 均值和标准偏差。有了k 的这些数据，对某具体的螺栓联接旌以给定的拧紧力 矩可以知道能获得的最大和最小预紧力，及其可靠度。采用理论方程就无法做 到这一点。 图2 5 是j h 比克福特( b i c k f o r d ) 统计他们的经验数据和资料之后，整理 出的普通钢制螺栓联接的k 直方图。统计表明，k 的平均值是0 1 9 9 ，标准偏 差是0 0 5 。 表2 2 给出了各种表面涂层时的k 值。 表2 - 2 钢制螺栓的世值 涂钼基 磷化涂涂轻质涂油和 表面涂覆层无涂层镀镉 脂油原油磷脂酸 平均值 o 1 9 9 60 1 8 6o 1 3 70 1 7 70 1 2 3 0 1 9 k 最大值 0 2 6 70 2 50 1 6o 1 5o 2 3 最小值 o 1 5 8o 。1 0 60 。l0 0 9 9o 。1 5 2 2 3 摩擦系数对拧紧力矩的影响 从拧紧力矩r 与预紧力f 关系的理论方程可知，摩擦系数影响施加于螺母 上的功转变为预紧力之效率。不过，通常效率问题不是主要问题。主要的问题 是；通过试验发现，螺旋副的摩擦系数值影响预紧力的离散度。 图2 6 “们为不同摩擦系数下相同拧紧力矩所获得的不同的预紧力。 至 r 龋 隧 ； i 摩擦系数 图2 - 6 摩擦系数与预紧力的关系 2 3 预紧力与螺母转角的关系 在最佳状态下，施加同样的拧紧力矩，预紧力的偏差也达2 5 3 0 。因此， 有必要对预紧力与螺母转角的关系进行分析。 从螺纹的运动学来看，螺母转角是螺母转动时螺母的位移量 j = p 口3 6 0 0 式中0 一一螺母转角； p 一一螺距。 如对螺母的位移作刚性的约束，也限制螺栓位移，则转动螺母时螺栓将伸 长变形，其伸长量 磊= p 0 3 6 0 0 但是，实际上被联接件不可能刚性约束螺母的位移，所以转动螺母时，螺母既 位移，螺栓也伸长。两者各占多少，决定于螺栓和被联接件的刚度比。 转动螺母一方面压缩被联接件，一方面拉伸螺栓，相当于串联两个弹簧， 如图2 7 所示。串联弹簧的系统刚度c i = c b c j ，( c b + c i ) ，因而螺母上的预紧力办 f = c ，p 0 3 6 0 0 = c b c j p e ( c b + c j ) 】 ( 2 - 8 ) 式中c 一系统刚度 c h 一螺栓刚度 e 一被联接件刚度 由上式得出，f 与占呈线性关系。 1 2 图2 7 拧紧螺母示意图 实际拧紧一个螺母时，在开始的几转期间，不会产生预紧力。当螺母接触 被联接件或垫圈后，才开始产生预紧力。不过，这时由于各接触表面接触点很 少或由于被联接件与周围构件的摩擦力，或由于垫圈的弯曲，预紧力很小，但 预紧力的增长却很迅速。这个过程称为被联接件的贴紧过程。贴紧过程螺母要 转多少圈无法预知，而且，即使完全相同的螺栓与被联接体贴紧过程螺母转的 圈数也不一样。被联接件贴紧后，预紧力与转角方呈线性关系，如2 8 式所描 述的那样。 继续转动螺母，螺栓继续按比例伸长，当达到屈服点之后同样的转角增量 下，螺栓伸长量的增量增大，预紧力增量减小，与口由直线关系变为曲线关 系。图2 - 8 给出拧紧螺母全过程的f 与护的关系曲线，o a 为“空转”螺母，a b 为贴紧过程，b c 为线性段，在c 点开始屈服，c d 为屈服后的盐线段。 圈2 8f 与0 的关系曲线 预紧力与螺母转角的关系式中虽然预紧力与摩擦系数无关，但与螺栓和被 联接件的刚度有关，如前所述，被联接件的刚度的计算仍是十分困难的。 2 4 预紧力与螺栓伸长的关系 2 4 1 线性关系 在螺栓屈服之前，螺栓的拉伸变形是弹性变形，伸长量与预紧力的关系是 磊= f ，c b = v l o “瓦以) ( 2 9 ) 式中瓯为螺栓伸长量，o 为螺栓长度，瓦为弹性模量，以为螺栓横截面积 由上述关系式可见，预紧力与嫘栓伸长呈线性关系而且与难以控制、甚 至无法预计的摩擦系数和被联接件刚度无关，只需测量拧紧前后螺栓的长度就 可以知道螺栓准确的伸长量，控制预紧力的准确度最高。 2 4 2 影响因素 在预紧力与螺栓伸长的关系中，影响其线性的主要因素有： ( 1 ) 几何因素 包括直径偏差、被联接件厚度尺寸偏差、螺纹部分长度偏差、螺纹牙型半 角偏差( 将影响内外螺纹牙的贴合) 等。对预紧力准确性影响较大的另一个几何 因素是螺栓头支承面和螺母端面对螺纹中心的垂直度、被联接件、垫片和垫圈 表面的平行度。这些几何误差将导致在螺栓中产生弯益应力，弯曲变形后还会 影响螺栓长度测量值的准确性。 ( 2 ) 应力分布 它是一个潜在的影响预紧力准确性的因素，没有反映在预紧力与螺栓伸长 的关系式中。因为建立上述关系时，假设螺栓横截面上应力均匀分布，同时假 定被联接件是两个空心圆柱体的串联系统。实际上，受几何形状、材质不匀和 热处理的影响，应力分布是不均匀的。特别是弯曲应力将大大改变螺栓上的应 力分布。应力分布变化将改变螺栓的伸长变形特性。 ( 3 ) 弹性模量 弹性模量的差异也会影响预紧力的准确性。但是，这个影响通常微小。用 直径3 8 英寸、长2 英寸的螺栓在拉力试验机上进行的试验。“”表明，一批螺栓 中，在同样的伸长量的时候，拉力的离散度达3 0 。检查螺栓的直径偏差后证 实，内外螺纹牙的贴合是其主要影响因素。试验还表明，预紧力与伸长之关系 曲线的斜率与拧紧次数有关，这是因为每拧紧一次，螺纹牙的贴合状况有所改 善的缘故。 用力矩扳手把每个试验螺栓在试块上先拧紧一次，拧下，再上拉伸试验机 上试验。拉力的离教度可降至1 0 以下。 对于带垫片的法兰联接，被夹紧件厚度的偏差对预紧力值的离散度影响较 大。若由于制造和安装的原因，某法兰联接各边间隙偏差为i m m ，则为了使间隙 偏差是被夹紧件总厚度的t ，法兰应厚i o o m m 。 2 5 本章小结 本章是螺纹拧紧技术的理论基础。本章首先详细分析了螺纹预紧的重要性 和复杂性，然后提出了拧紧过程中预紧力与拧紧力矩、螺母转角和螺栓伸长在 弹性区域的关系，并对影响这些关系的因素进行了分析。 1 4 3 1 螺纹拧紧控制方法 第三章螺纹拧紧技术 螺纹拧紧的实质是要将螺纹的轴向预紧力控制在适当的范围“”，而不论是 两个被连接体间的压紧力还是螺纹上的轴向预紧力，在工作现场均很难直接检 测，只能间接控制。由前可知，扭矩、转角、伸长量等参数与预紧力存在一定 的关系，通过控制这些参数来间接控制预紧力正是螺纹拧紧技术的原理。典型 的螺纹拧紧控制方法有以下四种：1 、扭矩法；2 、扭矩转角法；3 、屈服点 法；4 、螺栓长度法； 3 1 i 扭矩法 ( 1 ) 原理 扭矩法，是根据螺纹拧紧扭矩与螺栓所受轴向预紧力之间的关系在生产中 发展起来的，是应用最广泛的一种扭矩控制方法。这种方法一般用在弹性区。 我们已知拧紧扭矩与预紧力的试验方程t = k d f ，( 式中r 为拧紧扭矩，f 为 预紧力，d 为螺纹公称直径，k 为扭矩系数) ，可得拧紧扭矩和预紧力的关系图， 如图3 - 1 所示。因此，当设计的预紧力f 和扭矩系数k 确定后，拧紧扭矩r 也就 确定了。扭矩法就是控制拧紧扭矩来控制预紧力。 f m x j i n t m i m a x t 图3 1 拧紧扭矩和预紧力的关系图 ( 2 ) 特点 扭矩法的优点是控制目标直观、测量容易、操作过程简便、控制程序简单。 扭矩控制法的缺点是，未能充分利用材料潜能；受摩擦系素影响，扭矩系数变 化大，使预紧力离散度大，因此控制精度低。 因此，扭矩法一般采用手动、电动或气动工具一次直接将螺纹副的装配扭 矩装配到位，用于不太重要的装配位置“”。 ( 3 ) 摩擦系数对扭矩法的影响“” 我们在上章得到拧紧工具的扭矩控制精度一定时，拧紧质量( 预紧力的离 散程度) 与螺纹件摩擦系数有关。而螺纹联接件的个非常重要而长期未被重 视的因数就是螺纹件的摩擦系数。 扭矩法拧紧时，螺纹件摩擦系数离散度越大，拧紧质量越差( 预紧力离散度 越大，。摩擦系数过大对，螺栓预紧力会太小( 拧紧太松) ；摩擦系数过小时，螺栓 预紧力会太大( 螺栓会有拧至塑性变形区甚至断裂的危险) 。因此单方面盲目追 求提高拧紧工具的扭矩控制精度是无法提高拧紧质量的，也是一种浪费性的无 用投资。 在我国，许多汽车螺纹紧固件生产厂家对螺纹件不作摩擦系数控制，汽车 主机厂亦不对螺纹件作摩擦系数检验，而国外公司对摩擦系数都有严格的要求i 神龙汽车有限公司引进雪铁龙汽车公司的技术要求正常螺纹件的总摩擦 系数为0 1 5 0 0 3 ，弱摩擦螺纹件的总摩擦系数为0 0 7 5 0 0 1 5 。由于国内汽 车标准件厂未完全掌握控制螺纹件摩擦系数的技术，所以在进口螺纹件在国产 化方面遇到了些技术困难。为安全起见，扭矩法设计的预紧力最大只在螺栓屈 服强度的4 0 一6 0 。 ( 4 ) 扭矩系数对扭矩法的影响“钉 工程中，技术人员常使用扭矩系数k 这个指标。扭矩系数是宏观上直接反 映螺栓拧紧过程中的扭矩与预紧力之间关系的系数。在经验设计中，扭矩系数k 值一般取为0 2 。但实际上，此髟值不是一个常数，而是一个取决于螺纹精度等 联接条件的变量，由前可知扭矩系数芷与螺纹尺寸、形状及摩擦系数有关，摩 擦系数越大，扭矩系数x 也越大1 。 一 在一般的批量装配条件下，根据螺纹精度、材质、表面状态及润滑条件等 的不同，同一种联接的k 可以在0 i o 5 甚至更宽的范围内变化。一般而言， 螺纹制造精度越高，表面处理及润滑条件越稳定，则k 值越稳定( 散差小) ，反 之，足值散差就大。 当考虑到预紧力设计要求和k 值散差之后，螺栓( 或螺母) 的装配拧紧扭 矩的上下限( ，正) 可由下两式确定： 弓= 岛d 昂 互= 蚝峨 式中，d 为螺纹公称直径；e ，e 为设计要求的轴向力上限和下限；k ，足：为 具体工艺条件下可能出现的置值上限和下限。 上式表明，当螺纹联接设计确定( 即螺纹直径d 和轴自力只，、e 要求确定) 后，k 值散差越大( 墨，一k ：越大) ，则对装配扭矩的要求就越严( 五，一t 越小) 。 上式还说明，在相同的扭矩控制条件下( 即互，正确定) ，k 值散差越大， 则轴向力越分散，即螺栓强度利用率低且联接可靠性差，如图3 - 2 所示。 1 6 n 乃 r 图3 2 丘值对扭矩法拧紧力的影响 总之，螺栓的轴向预紧力、拧