第９期
２０１５年９月
机械设计与制造
Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ
Ｄｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ
８９
汽车高强度螺栓的防松性能的影响因素研究
莫易敏，梁绍哲，晏熙，陈景
（武汉理工大学机电工程学院，武汉湖北４３００７０）
摘要：建立了螺纹联接拧紧力矩与松脱力矩的计算模型，得出拧紧力矩与松脱力矩计算的规律，粗牙螺栓的松脱力矩为拧紧力矩的８０％，细牙螺栓的松脱力矩为拧紧力矩的８５％。对螺栓防松性能的影响因素进行了理论分析，并通过横向
振动试验验证了不同头部结构、弹簧垫圈、预紧力、表面处理等对螺栓防松性能的影响，结果表明：六角法兰螺栓的防松性能较好，弹簧垫圈在预紧力较小时具有一定的防松作用；在一定范围内，随着预紧力、摩擦系数增大，防松性能越好；粗
牙螺栓的防松挂能较细牙螺栓好。并且提出了部分高强度螺栓的使用建议。
关键词：防松性能；高强度螺栓；弹簧垫圈；头部结构；预紧力中图分类号：ＴＨｌ６；ＴＨｌ３１．３
文献标识码：Ａ
文章编号：１００１—３９９７（２０１５）０９—００８９－－０４
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Ｆｏｒｃｅ
１引言
螺栓松动失效是螺纹联接常见的失效形式。接触表面的材料相互嵌入、材料蠕变、预紧力不够、摩擦系数的变化等因素，都会导致螺栓的夹紧力下月和ｔ－，’；当螺栓承受交变载荷、振动或高温环境下，更容易松动回。我国传统汽车产品的螺纹连接一般基于经验设计，对于普通螺栓的防松性能、影响防松性能的因素缺乏深入的研究。螺栓设计制造、装配时缺乏相关参数的控制，螺纹联接可靠性较差，影响汽车的安全性。
对螺栓的防松原理，影响防松性能的因素进行理论研究，并通过横向振动试验验证了这些因素的影响，提出了部分高强度螺栓的应用建议。
来稿日期：２０１５－０２—１４
基金项目：校企合作基金项目资助（０１ｗｌｏ－９１１－０１０－ＯＲＯＢ）
２螺纹联接防松原理
２．１螺纹联接拧紧力矩与松脱力矩计算模型
为保证螺栓的可靠服役，应保持足够的夹紧力。装配螺栓大多使用扭矩法圈，拧紧或拧松螺栓时，都需要克服螺纹副间的摩擦力矩和螺栓或螺母端面与被连接件支承面间的摩擦力矩闱，但拧紧力矩不等于松脱力矩，这是由于拧紧和拧松时，螺纹副间的摩擦力矩不同。
假设紧固螺栓时，采用拧紧螺栓头部的方法，拧紧力矩７１的计算公式为：
Ｔ＝Ｔｔ＋死
（１）
作者筒介：莫易敏。（１９６０－－），男，湖南桃源人，博士研究生，博士生导师，教授，主要研究方向：摩擦学，表面工程，机电一体化
万方数据
９０
莫易敏等：汽车高强度螺栓的防松性能的影响因素研究
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７１。＝Ｆ，｝ｔａｎ（妒－ｐ。）
（２）
由于头部结构的不同，螺栓头部与被连接件接触的外径则不同，在普通的螺纹连接中，螺栓头部外径越大，接触面面积越大，螺栓
ｔ＝扣（袈）
Ｐ＝ａｒｃｔａｎ上ｃ。ｓ。。
螺栓松脱力矩ｒ的计算公式为：Ｔ＝Ｔ。＋ｔ
‘
㈩
的摩擦力矩越大。
２．２．２弹簧垫圈
文献【呶寸于带弹簧垫圈的螺栓进行力学仿真，发现弹簧垫圈在螺纹连接中易形成局部接触、支撑面较小、开口端易压溃，从而导致螺栓的轴向力下降，弹簧垫圈的防松性能较差。又有文献表明弹簧垫圈的弹性作用川，可补偿连接件变形减小的轴向力，应具
（４）（５）
有一定的防松作用。弹簧垫圈的防松作用、弹簧垫圈的应用范围，需要试验进一步探索。
式中：Ｔ．一紧固螺栓时，螺纹副间的摩擦力矩；Ｌ—螺栓与被连接
件支承面间的摩擦力矩，螺纹升角ｑ，＝ａｒｃｔａｎ』｝，螺纹摩擦
Ｔ。＝Ｆ孚ｔａｎ（妒叩。）
２．２１３支承面的接触表面状态
实际装配中，若螺栓与被连接件表面贴合不均匀，影响螺栓载荷的分布。同时，接触面小可能导致局部应力集中，材料表面发生压溃等，也影响螺栓的预紧力大小。螺栓与被连接件的表面状态也包括摩擦系数的变化，摩擦系数直接影响着螺栓的摩擦力矩。螺栓的表面镀层厚度、钝化层处理、强度等级等因素，对螺栓的摩擦系数影响较大１８］。因此，必须对摩擦系数加以控制，避免摩擦系数的波动导致防松性能不稳定。
咄＝驯爱）
㈤
式中：Ｔ，一螺栓松脱时，螺纹副间的摩擦力矩；瓦—螺栓与被连接
件支承面间的摩擦力矩，螺纹升角、摩擦角与计算拧紧力矩时相同。Ｆ一螺栓的轴向夹紧力（ｋＮ）；ｄ．螺栓公称直径（ｍｍ）；
ｐ—螺距（ｍｍ）；ｄ厂螺纹中径ｍｍ）；坤纹牙侧角，普通三角形螺纹牙侧角为３０。．产螺栓端面摩擦系数；玩广螺栓与被连接件的环形接触面的外径（ｍｍ）；张触面的内径，通
常为被连接件的孔径（ｍｍ
ｏ
３影响高强螺栓防松性能关键因素的试验研究
横向振动比轴向振动更易使螺栓松动【９】。因此，对试验螺栓采取横向振动的方法，记录螺栓的夹紧力随时间的变化情况，可比较不同试验螺栓的防松性能。
选取Ｍ
１０ｘ
有文献表明，螺栓松脱力矩为拧紧力矩的８０％［ｍ。取普通六角头螺栓为例，螺栓摩擦系数取０．２，查ＧＢ／Ｔ－１６８２３．１—１９９７得到不同规格的环形接触面的外径、内径，计算松脱力矩与拧紧力矩的比值，如表１所示。
表１不同规格的螺纹紧固件松脱力矩与拧紧力矩的比值
Ｔａｂ．１
ＲａｔｉｏｏｆＬｏｏｓｅｎｉｎｇＴｏｒｑｕｅａｎｄＴｏｒｑｕｅ
ｉｎ
１．２５—８．８级的高强度螺栓进行试验，试验螺栓与
螺母的表面处理方式相同，螺栓与螺母采用６Ｈ／６９配合，每组取１０个螺栓螺母。横向振动试验机的振幅为（±１．０）ｍｍ，横向位移测量误差在（±１）％内，夹紧力测量误差在（±３）％内。试验按照ＧＢｆｒ１０４３ｌ一２００８执行。
在螺栓满足工况载荷要求下，螺栓的初始预紧力在屈服轴向力的（５０～７５）％范围可保证拧紧【ｌｏｌ。本次试验选择螺栓屈服轴向力的５５％，６５％，７５％三种预紧力，即１４．５ｋＮ，１６．６ｋＮ，１９．８ｋＮ分别拧紧，以不同头部结构的螺栓进行试验，试验结果，如图ｌ～图３所。
Ｔｉｇｈｔｅｎｉｎｇ
ＤｉｆｆｅｒｅｎｔＳｐｅｃｉｆｉｃａｔｉｏｎｓ
从表１可以看出，粗牙螺纹紧固件的松脱力矩约为拧紧力矩的８０％，而细牙螺纹紧固件的松脱力矩约为拧紧力矩的８５％。相同公称直径的螺纹紧固件，在保持相同夹紧力的前提下，细牙螺栓的拧紧力矩较粗牙螺栓小，但是松脱力矩较粗牙螺栓大，且夹紧力越大，二者差值越大，对于较大扭矩的高强度螺栓，可通过更换细牙螺栓来提高螺栓的松脱力矩。
为研究摩擦系数对高强度螺栓的影响，试验螺栓选取３种摩擦系数的六角头法兰面螺栓，表面处理为Ｆｅ／Ｅｐ・Ｚｎ８・ｄ２Ｄ（镀锌Ｄ级钝化层）、Ｆｅ／Ｅｐ・Ｚｎ８・ｃ２Ｃ（镀锌Ｃ级钝化层）、达克罗处理的螺栓，摩擦系数分别为０．２５，０．２，０．１３。分别进行横向振动试验，试验结果，如图６所示。
３．１头部结构对高强螺栓的防松性能的影响
不同头部结构的高强螺栓在不同初始预紧力下的夹紧力随时间的变化情况，如图１～图３所示。由图１可得，当预紧力较大时，防松性能对比结果为：六角法兰螺栓＞六角头和平垫组合件＞六角头、平垫和弹垫组合件＞六角头和弹垫组合件＞普通六角头螺栓。由图２可得，当预紧力为１６．６ｋＮ时，防松性能对比结果为：六角头和弹垫组合件＞六角法兰螺栓＞六角头、平垫和弹垫组合件＞六角头和平垫组合件＞普通六角头螺栓。图３与图２的防松性能对比结果一致，但是预紧力较小时，普通六角头螺栓的轴向夹紧
２＿２影响高强度螺栓防松性能的因素分析
从式（１）．式（６）可得出，螺栓的预紧力大小、摩擦系数、螺栓与被连接件的环形接触面的外径、内径、牙型等因素都可能引起摩擦力矩的变化。摩擦力矩越大，螺栓松动的可能性越小，防松性能越好。在实际装配中，有些因素可能间接导致这些参数的变化。
２．２．１螺栓的头部结构
普通螺纹紧固件的类型较多，如六角头螺栓、六角法兰螺栓、六角头带平垫圈组合件、六角头带平垫圈和弹垫圈的组合件。
万方数据
Ｎｏ．９Ｓｅｐｔ．２０１５
机械设计与制造
９１
力衰减较为厉害，振动６０ｓ已经下降至初始预紧力的３０％，螺栓与螺母已发生明显的相对转动。
由图ｌ～图３可得，不同初始预紧力下，不同头部结构的高强螺栓的防松性能有差异，六角法兰螺栓受预紧力的影响较小，防松性能较为稳定，六角头螺栓几乎没有防松效果，弹簧垫圈的防松性能不稳定，从图１可以看出，六角头＋弹垫组合件夹紧力有持续下降的趋势，而从图２、图３可以看出，六角头＋弹垫组合件的夹紧力衰减较少。
具有一定的轴向力补偿作用，当弹簧垫圈在较高的预紧力下，处于“压死”状态，无法起到补偿作用。弹簧垫圈“未压死”时，尽管有一定的防松作用，但其开口端容易划伤接触面．防松性能不稳定。
Ｆ
夹紧力
转动角度
曰
１
Ｊｋ々ＥＩｍ２几：死后ｊ一、５Ｆ：Ｉ笨低量
ＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅ
ｏｒ
阁４弹簧氆圈“肤死”前后螺栓火紧力变化
Ｆｉｇ．４Ｃｌａｍｐｉｎｇ
ＷｈｅｎＳｐｒｉｎｇ
Ｃｒｕｓｈｅｓ
ＷａｓｈｅｒＣｒｕｓｈｅｓ
ｎｏｔ
３．２预紧力对高强螺栓的防松性能的影响
取六角法兰面螺栓在不同预紧力下的横向振动试验结果，
图１预紧力１９．８ｋＮ的夹紧力变化曲线
Ｆｉｇ．１
拟合出图５中不同预紧力的夹紧力衰减曲线，如图５所示。从图５可以看出，初始预紧力为１９．８ｋＮ，１６．６ｋＮ，１４．４ｋＮ的高强度螺栓，经过１２０ｓ振动后，轴向夹紧力的降幅分别８Ｄ％，１１．８％，１３．９％，可以得出，初始预紧力越大，螺栓的防松性能越好。对于高强度螺栓，可利用其屈服轴向力较大的优势，实际使用中通过提高轴向力的来增强其防松性能，同时提高了螺栓强度与材料的利用率。
从图１。图３可以看出，在不同初始预紧力下，不同螺栓的防松性能有所差异，经过以上对弹簧垫圈防松原理的理论分析，预紧力大小影响着弹簧垫圈的防松性能，还影响着普通六角头螺栓的防松性能。当初始预紧力为屈服轴向力的５５％时，普通六角头
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕｒｖｅＷｈｅ
Ｐｒｅ－ＴｉｇｈｔｅｎｉｎｇＦｏｒｃｅｉｓ
１９．８ｋＮ
时ｌ司ｔ（Ｓ）
的防松性能很差，轴向夹紧力降幅为８３．６％，而初始预紧力为屈服轴向力的７５％时，轴向夹紧力降幅为１３．８％，因此，为保持六角头螺栓的可靠联接，实际使用时应控制其初始预紧力的范围。
高强度六角头螺栓在微车中较为普遍，扭矩一般设为屈服扭矩的（５０～７０）％，通过横向振动试验可知，处于振动环境下，对于普通六角头螺栓，设计扭矩为屈服扭矩的５５％可能会导致螺栓
图２预紧力】６．６ｋＮ的夹紧力变化曲线
Ｆｉｇ．２
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕｒｖｅＷｈｅｎ
Ｐｒｅ－ＴｉｇｈｔｅｎｉｎｇＦｏｒｃｅｉｓ
１６．６ｋＮ
松脱失效，在使用中应设计较高的扭矩，约为屈服扭矩的７０％左
右，并不建议使用在剧烈振动的环境下，如发动机、底盘等关键位
置。
¨川ｌｌ
ｓ）
Ｉ刳３预紧，Ｊ１４．５ｋＳ的火紧力变化㈣线
Ｆｉｇ３Ｃｌａｎａｐｉｎｇ
Ｆｏ…・ＣｈａｎｇｅＧｉｌｌ、．Ｐ…㈣
１４５ｋＮ
Ｐｒｅ一¨ｇｊｌｌＰｎｉｌｌｇ｝１ｒ）ｌｆｌＰｉｓ
弹簧垫圈在初始预紧力较高时，防松性能不明显，但初始预紧力较低时，如图２、图３所示。具有一定的防松作用，如图４所示。这是由于弹簧垫圈在使用中存在“压死”和“不压死”两种状态。从图４可以看出，当弹簧垫圈未压死时，若螺纹连接发生微量变形，螺栓轴向力的减少量较没有使用弹垫的螺栓的减少量小，
Ｆｉｇ．５
图５不同初始预紧力下的夹紧力变化曲线
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕⅣｅｏｆ
ＤｉｆｆｅｒｅｎｔＰｒｅ－Ｔｉｇｈｔｅｎｉｎｇ
Ｆｏｒｃｅ
３．３表面处理对防松性能的影响
通过不同表面处理的螺栓轴向夹紧力变化曲线对比，如图６所示。发现摩擦系数越小，螺栓的防松性能越差。从图６可以看
万方数据
Ｎｏ．９
机械设计与制造
出，镀锌Ｄ级钝化层的高强度螺栓，在１２０ｓ后轴向力的降幅为０．０５％。夹紧力已趋于稳定，而摩擦系数为０．１３的达克罗螺栓，１２０ｓ后的轴向夹紧力的降幅为１．２５％，仍有继续衰减的趋势。
Ｓｅｐｔ．２０１５
振动较厉害时，弹簧垫圈不具有理想的防松效果；普通六角头螺栓预紧力较低时，夹紧力衰减严重。
参考文献
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４结论
（１）对螺栓的拧紧力矩与松脱力矩进行分析，得出粗牙螺栓的松脱力矩约为拧紧力矩的８０％，细牙螺栓的松脱力矩约为拧紧力矩的８５％。对于相同公称直径的螺栓，保持相同的夹紧力，细牙螺栓所需的拧紧力矩较粗牙螺栓的拧紧力矩低，但松脱力矩较粗牙的高，细牙螺栓的防松性能较粗牙螺栓好。
（２）通过对影响高强螺栓的防松性能的因素进行总结，发现粗细牙、预紧力大小、螺栓的头部结构、支承面的表面状态、摩擦系数等因素，可影响螺栓提供的摩擦力矩，是影响高强螺栓防松性能的主要因素。
（３）对不同头部结构的螺栓进行横向振动试验，发现六角法兰螺栓的防松性能好，且防松性能稳定。弹簧垫圈受初始预紧力的影响较大，当初始预紧力较大时，弹簧垫圈不具备防松性能，初始预紧力较小时，低于屈服轴向力的６５％时，具备一定的防松性
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ｆａｃｔｏｒｓｏｆｚｉｎｃ—ｐｌａｔｅｄｂｏｌｔｓｆｒｉｃｔｉｏｎ
ｒｅｓｅａｒｃｈ
ｏｎ
ｔｈｅｋｅｙｉｎｔｅｒｆｅｆｅｎｃｅ
能。普通六角头螺栓基本无防松｜生能，不建议使用在汽车中受冲
击较为频繁的连接处，如底盘、发动机等位置；同时为保证其可靠联接，应预紧力大小不应低于７０％的屈服轴向力。
（４）预紧力大小为影响螺栓防松性能的重要因素，预紧力越大，螺栓的防松性能越好。
（５）对不同表面处理的六角法兰螺栓进行横向振动试验，发现摩擦系数越大，螺栓的防松性能越好。摩擦系数的波动会影响螺栓的防松性能。实际使用中，可针对不同防松需求，选择不同的表面处理方法。
（６）高强度螺栓在汽车行业内应用较为广泛，通过对高强螺栓的防松性能的影响分析，可指导实际使用情况，例如：尽可能通过提高预紧力或摩擦系数来提高螺栓的防松性能，以满足当前的防松需求，降低使用防松螺母的成本。而一些紧固件的使用需要注意其使用条件：弹簧垫圈的使用需要控制其预紧力大小，并在
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万方数据
第９期
２０１５年９月
机械设计与制造
Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ
Ｄｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ
８９
汽车高强度螺栓的防松性能的影响因素研究
莫易敏，梁绍哲，晏熙，陈景
（武汉理工大学机电工程学院，武汉湖北４３００７０）
摘要：建立了螺纹联接拧紧力矩与松脱力矩的计算模型，得出拧紧力矩与松脱力矩计算的规律，粗牙螺栓的松脱力矩为拧紧力矩的８０％，细牙螺栓的松脱力矩为拧紧力矩的８５％。对螺栓防松性能的影响因素进行了理论分析，并通过横向
振动试验验证了不同头部结构、弹簧垫圈、预紧力、表面处理等对螺栓防松性能的影响，结果表明：六角法兰螺栓的防松性能较好，弹簧垫圈在预紧力较小时具有一定的防松作用；在一定范围内，随着预紧力、摩擦系数增大，防松性能越好；粗
牙螺栓的防松挂能较细牙螺栓好。并且提出了部分高强度螺栓的使用建议。
关键词：防松性能；高强度螺栓；弹簧垫圈；头部结构；预紧力中图分类号：ＴＨｌ６；ＴＨｌ３１．３
文献标识码：Ａ
文章编号：１００１—３９９７（２０１５）０９—００８９－－０４
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Ｆｏｒｃｅ
１引言
螺栓松动失效是螺纹联接常见的失效形式。接触表面的材料相互嵌入、材料蠕变、预紧力不够、摩擦系数的变化等因素，都会导致螺栓的夹紧力下月和ｔ－，’；当螺栓承受交变载荷、振动或高温环境下，更容易松动回。我国传统汽车产品的螺纹连接一般基于经验设计，对于普通螺栓的防松性能、影响防松性能的因素缺乏深入的研究。螺栓设计制造、装配时缺乏相关参数的控制，螺纹联接可靠性较差，影响汽车的安全性。
对螺栓的防松原理，影响防松性能的因素进行理论研究，并通过横向振动试验验证了这些因素的影响，提出了部分高强度螺栓的应用建议。
来稿日期：２０１５－０２—１４
基金项目：校企合作基金项目资助（０１ｗｌｏ－９１１－０１０－ＯＲＯＢ）
２螺纹联接防松原理
２．１螺纹联接拧紧力矩与松脱力矩计算模型
为保证螺栓的可靠服役，应保持足够的夹紧力。装配螺栓大多使用扭矩法圈，拧紧或拧松螺栓时，都需要克服螺纹副间的摩擦力矩和螺栓或螺母端面与被连接件支承面间的摩擦力矩闱，但拧紧力矩不等于松脱力矩，这是由于拧紧和拧松时，螺纹副间的摩擦力矩不同。
假设紧固螺栓时，采用拧紧螺栓头部的方法，拧紧力矩７１的计算公式为：
Ｔ＝Ｔｔ＋死
（１）
作者筒介：莫易敏。（１９６０－－），男，湖南桃源人，博士研究生，博士生导师，教授，主要研究方向：摩擦学，表面工程，机电一体化
万方数据
９０
莫易敏等：汽车高强度螺栓的防松性能的影响因素研究
第９期
７１。＝Ｆ，｝ｔａｎ（妒－ｐ。）
（２）
由于头部结构的不同，螺栓头部与被连接件接触的外径则不同，在普通的螺纹连接中，螺栓头部外径越大，接触面面积越大，螺栓
ｔ＝扣（袈）
Ｐ＝ａｒｃｔａｎ上ｃ。ｓ。。
螺栓松脱力矩ｒ的计算公式为：Ｔ＝Ｔ。＋ｔ
‘
㈩
的摩擦力矩越大。
２．２．２弹簧垫圈
文献【呶寸于带弹簧垫圈的螺栓进行力学仿真，发现弹簧垫圈在螺纹连接中易形成局部接触、支撑面较小、开口端易压溃，从而导致螺栓的轴向力下降，弹簧垫圈的防松性能较差。又有文献表明弹簧垫圈的弹性作用川，可补偿连接件变形减小的轴向力，应具
（４）（５）
有一定的防松作用。弹簧垫圈的防松作用、弹簧垫圈的应用范围，需要试验进一步探索。
式中：Ｔ．一紧固螺栓时，螺纹副间的摩擦力矩；Ｌ—螺栓与被连接
件支承面间的摩擦力矩，螺纹升角ｑ，＝ａｒｃｔａｎ』｝，螺纹摩擦
Ｔ。＝Ｆ孚ｔａｎ（妒叩。）
２．２１３支承面的接触表面状态
实际装配中，若螺栓与被连接件表面贴合不均匀，影响螺栓载荷的分布。同时，接触面小可能导致局部应力集中，材料表面发生压溃等，也影响螺栓的预紧力大小。螺栓与被连接件的表面状态也包括摩擦系数的变化，摩擦系数直接影响着螺栓的摩擦力矩。螺栓的表面镀层厚度、钝化层处理、强度等级等因素，对螺栓的摩擦系数影响较大１８］。因此，必须对摩擦系数加以控制，避免摩擦系数的波动导致防松性能不稳定。
咄＝驯爱）
㈤
式中：Ｔ，一螺栓松脱时，螺纹副间的摩擦力矩；瓦—螺栓与被连接
件支承面间的摩擦力矩，螺纹升角、摩擦角与计算拧紧力矩时相同。Ｆ一螺栓的轴向夹紧力（ｋＮ）；ｄ．螺栓公称直径（ｍｍ）；
ｐ—螺距（ｍｍ）；ｄ厂螺纹中径ｍｍ）；坤纹牙侧角，普通三角形螺纹牙侧角为３０。．产螺栓端面摩擦系数；玩广螺栓与被连接件的环形接触面的外径（ｍｍ）；张触面的内径，通
常为被连接件的孔径（ｍｍ
ｏ
３影响高强螺栓防松性能关键因素的试验研究
横向振动比轴向振动更易使螺栓松动【９】。因此，对试验螺栓采取横向振动的方法，记录螺栓的夹紧力随时间的变化情况，可比较不同试验螺栓的防松性能。
选取Ｍ
１０ｘ
有文献表明，螺栓松脱力矩为拧紧力矩的８０％［ｍ。取普通六角头螺栓为例，螺栓摩擦系数取０．２，查ＧＢ／Ｔ－１６８２３．１—１９９７得到不同规格的环形接触面的外径、内径，计算松脱力矩与拧紧力矩的比值，如表１所示。
表１不同规格的螺纹紧固件松脱力矩与拧紧力矩的比值
Ｔａｂ．１
ＲａｔｉｏｏｆＬｏｏｓｅｎｉｎｇＴｏｒｑｕｅａｎｄＴｏｒｑｕｅ
ｉｎ
１．２５—８．８级的高强度螺栓进行试验，试验螺栓与
螺母的表面处理方式相同，螺栓与螺母采用６Ｈ／６９配合，每组取１０个螺栓螺母。横向振动试验机的振幅为（±１．０）ｍｍ，横向位移测量误差在（±１）％内，夹紧力测量误差在（±３）％内。试验按照ＧＢｆｒ１０４３ｌ一２００８执行。
在螺栓满足工况载荷要求下，螺栓的初始预紧力在屈服轴向力的（５０～７５）％范围可保证拧紧【ｌｏｌ。本次试验选择螺栓屈服轴向力的５５％，６５％，７５％三种预紧力，即１４．５ｋＮ，１６．６ｋＮ，１９．８ｋＮ分别拧紧，以不同头部结构的螺栓进行试验，试验结果，如图ｌ～图３所。
Ｔｉｇｈｔｅｎｉｎｇ
ＤｉｆｆｅｒｅｎｔＳｐｅｃｉｆｉｃａｔｉｏｎｓ
从表１可以看出，粗牙螺纹紧固件的松脱力矩约为拧紧力矩的８０％，而细牙螺纹紧固件的松脱力矩约为拧紧力矩的８５％。相同公称直径的螺纹紧固件，在保持相同夹紧力的前提下，细牙螺栓的拧紧力矩较粗牙螺栓小，但是松脱力矩较粗牙螺栓大，且夹紧力越大，二者差值越大，对于较大扭矩的高强度螺栓，可通过更换细牙螺栓来提高螺栓的松脱力矩。
为研究摩擦系数对高强度螺栓的影响，试验螺栓选取３种摩擦系数的六角头法兰面螺栓，表面处理为Ｆｅ／Ｅｐ・Ｚｎ８・ｄ２Ｄ（镀锌Ｄ级钝化层）、Ｆｅ／Ｅｐ・Ｚｎ８・ｃ２Ｃ（镀锌Ｃ级钝化层）、达克罗处理的螺栓，摩擦系数分别为０．２５，０．２，０．１３。分别进行横向振动试验，试验结果，如图６所示。
３．１头部结构对高强螺栓的防松性能的影响
不同头部结构的高强螺栓在不同初始预紧力下的夹紧力随时间的变化情况，如图１～图３所示。由图１可得，当预紧力较大时，防松性能对比结果为：六角法兰螺栓＞六角头和平垫组合件＞六角头、平垫和弹垫组合件＞六角头和弹垫组合件＞普通六角头螺栓。由图２可得，当预紧力为１６．６ｋＮ时，防松性能对比结果为：六角头和弹垫组合件＞六角法兰螺栓＞六角头、平垫和弹垫组合件＞六角头和平垫组合件＞普通六角头螺栓。图３与图２的防松性能对比结果一致，但是预紧力较小时，普通六角头螺栓的轴向夹紧
２＿２影响高强度螺栓防松性能的因素分析
从式（１）．式（６）可得出，螺栓的预紧力大小、摩擦系数、螺栓与被连接件的环形接触面的外径、内径、牙型等因素都可能引起摩擦力矩的变化。摩擦力矩越大，螺栓松动的可能性越小，防松性能越好。在实际装配中，有些因素可能间接导致这些参数的变化。
２．２．１螺栓的头部结构
普通螺纹紧固件的类型较多，如六角头螺栓、六角法兰螺栓、六角头带平垫圈组合件、六角头带平垫圈和弹垫圈的组合件。
万方数据
Ｎｏ．９Ｓｅｐｔ．２０１５
机械设计与制造
９１
力衰减较为厉害，振动６０ｓ已经下降至初始预紧力的３０％，螺栓与螺母已发生明显的相对转动。
由图ｌ～图３可得，不同初始预紧力下，不同头部结构的高强螺栓的防松性能有差异，六角法兰螺栓受预紧力的影响较小，防松性能较为稳定，六角头螺栓几乎没有防松效果，弹簧垫圈的防松性能不稳定，从图１可以看出，六角头＋弹垫组合件夹紧力有持续下降的趋势，而从图２、图３可以看出，六角头＋弹垫组合件的夹紧力衰减较少。
具有一定的轴向力补偿作用，当弹簧垫圈在较高的预紧力下，处于“压死”状态，无法起到补偿作用。弹簧垫圈“未压死”时，尽管有一定的防松作用，但其开口端容易划伤接触面．防松性能不稳定。
Ｆ
夹紧力
转动角度
曰
１
Ｊｋ々ＥＩｍ２几：死后ｊ一、５Ｆ：Ｉ笨低量
ＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅ
ｏｒ
阁４弹簧氆圈“肤死”前后螺栓火紧力变化
Ｆｉｇ．４Ｃｌａｍｐｉｎｇ
ＷｈｅｎＳｐｒｉｎｇ
Ｃｒｕｓｈｅｓ
ＷａｓｈｅｒＣｒｕｓｈｅｓ
ｎｏｔ
３．２预紧力对高强螺栓的防松性能的影响
取六角法兰面螺栓在不同预紧力下的横向振动试验结果，
图１预紧力１９．８ｋＮ的夹紧力变化曲线
Ｆｉｇ．１
拟合出图５中不同预紧力的夹紧力衰减曲线，如图５所示。从图５可以看出，初始预紧力为１９．８ｋＮ，１６．６ｋＮ，１４．４ｋＮ的高强度螺栓，经过１２０ｓ振动后，轴向夹紧力的降幅分别８Ｄ％，１１．８％，１３．９％，可以得出，初始预紧力越大，螺栓的防松性能越好。对于高强度螺栓，可利用其屈服轴向力较大的优势，实际使用中通过提高轴向力的来增强其防松性能，同时提高了螺栓强度与材料的利用率。
从图１。图３可以看出，在不同初始预紧力下，不同螺栓的防松性能有所差异，经过以上对弹簧垫圈防松原理的理论分析，预紧力大小影响着弹簧垫圈的防松性能，还影响着普通六角头螺栓的防松性能。当初始预紧力为屈服轴向力的５５％时，普通六角头
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕｒｖｅＷｈｅ
Ｐｒｅ－ＴｉｇｈｔｅｎｉｎｇＦｏｒｃｅｉｓ
１９．８ｋＮ
时ｌ司ｔ（Ｓ）
的防松性能很差，轴向夹紧力降幅为８３．６％，而初始预紧力为屈服轴向力的７５％时，轴向夹紧力降幅为１３．８％，因此，为保持六角头螺栓的可靠联接，实际使用时应控制其初始预紧力的范围。
高强度六角头螺栓在微车中较为普遍，扭矩一般设为屈服扭矩的（５０～７０）％，通过横向振动试验可知，处于振动环境下，对于普通六角头螺栓，设计扭矩为屈服扭矩的５５％可能会导致螺栓
图２预紧力】６．６ｋＮ的夹紧力变化曲线
Ｆｉｇ．２
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕｒｖｅＷｈｅｎ
Ｐｒｅ－ＴｉｇｈｔｅｎｉｎｇＦｏｒｃｅｉｓ
１６．６ｋＮ
松脱失效，在使用中应设计较高的扭矩，约为屈服扭矩的７０％左
右，并不建议使用在剧烈振动的环境下，如发动机、底盘等关键位
置。
¨川ｌｌ
ｓ）
Ｉ刳３预紧，Ｊ１４．５ｋＳ的火紧力变化㈣线
Ｆｉｇ３Ｃｌａｎａｐｉｎｇ
Ｆｏ…・ＣｈａｎｇｅＧｉｌｌ、．Ｐ…㈣
１４５ｋＮ
Ｐｒｅ一¨ｇｊｌｌＰｎｉｌｌｇ｝１ｒ）ｌｆｌＰｉｓ
弹簧垫圈在初始预紧力较高时，防松性能不明显，但初始预紧力较低时，如图２、图３所示。具有一定的防松作用，如图４所示。这是由于弹簧垫圈在使用中存在“压死”和“不压死”两种状态。从图４可以看出，当弹簧垫圈未压死时，若螺纹连接发生微量变形，螺栓轴向力的减少量较没有使用弹垫的螺栓的减少量小，
Ｆｉｇ．５
图５不同初始预紧力下的夹紧力变化曲线
ＣｌａｍｐｉｎｇＦｏｒｃｅＣｈａｎｇｅＣｕⅣｅｏｆ
ＤｉｆｆｅｒｅｎｔＰｒｅ－Ｔｉｇｈｔｅｎｉｎｇ
Ｆｏｒｃｅ
３．３表面处理对防松性能的影响
通过不同表面处理的螺栓轴向夹紧力变化曲线对比，如图６所示。发现摩擦系数越小，螺栓的防松性能越差。从图６可以看
万方数据
Ｎｏ．９
机械设计与制造
出，镀锌Ｄ级钝化层的高强度螺栓，在１２０ｓ后轴向力的降幅为０．０５％。夹紧力已趋于稳定，而摩擦系数为０．１３的达克罗螺栓，１２０ｓ后的轴向夹紧力的降幅为１．２５％，仍有继续衰减的趋势。
Ｓｅｐｔ．２０１５
振动较厉害时，弹簧垫圈不具有理想的防松效果；普通六角头螺栓预紧力较低时，夹紧力衰减严重。
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４结论
（１）对螺栓的拧紧力矩与松脱力矩进行分析，得出粗牙螺栓的松脱力矩约为拧紧力矩的８０％，细牙螺栓的松脱力矩约为拧紧力矩的８５％。对于相同公称直径的螺栓，保持相同的夹紧力，细牙螺栓所需的拧紧力矩较粗牙螺栓的拧紧力矩低，但松脱力矩较粗牙的高，细牙螺栓的防松性能较粗牙螺栓好。
（２）通过对影响高强螺栓的防松性能的因素进行总结，发现粗细牙、预紧力大小、螺栓的头部结构、支承面的表面状态、摩擦系数等因素，可影响螺栓提供的摩擦力矩，是影响高强螺栓防松性能的主要因素。
（３）对不同头部结构的螺栓进行横向振动试验，发现六角法兰螺栓的防松性能好，且防松性能稳定。弹簧垫圈受初始预紧力的影响较大，当初始预紧力较大时，弹簧垫圈不具备防松性能，初始预紧力较小时，低于屈服轴向力的６５％时，具备一定的防松性
（ＬｉＷｅｉ—ｒｅｎｇ．Ｔｈｅ
ｒｅｓｅａｒｃｈｏｆｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ
ｔｏ
ｐｒｅｖｅｎｔｆｒｏｍ
ｌｏｏｓｅｎｅｓｓａｎｄ
ｍｅｔｈｏｄｏｆｔｅｓｔｉｎｇｆｏｒｔｈｒｅａｄｆａｓｔｅｎｅｒ［Ｄ］．Ｈｅｆｅｉ：ＨｅｆｅｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈ－ｎｏｌｏｇｙ，２００５．）［６］Ｉｚｕｍｉ
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ｒｅｓｅａｒｃｈ
ｏｎ
ｔｈｅｋｅｙｉｎｔｅｒｆｅｆｅｎｃｅ
能。普通六角头螺栓基本无防松｜生能，不建议使用在汽车中受冲
击较为频繁的连接处，如底盘、发动机等位置；同时为保证其可靠联接，应预紧力大小不应低于７０％的屈服轴向力。
（４）预紧力大小为影响螺栓防松性能的重要因素，预紧力越大，螺栓的防松性能越好。
（５）对不同表面处理的六角法兰螺栓进行横向振动试验，发现摩擦系数越大，螺栓的防松性能越好。摩擦系数的波动会影响螺栓的防松性能。实际使用中，可针对不同防松需求，选择不同的表面处理方法。
（６）高强度螺栓在汽车行业内应用较为广泛，通过对高强螺栓的防松性能的影响分析，可指导实际使用情况，例如：尽可能通过提高预紧力或摩擦系数来提高螺栓的防松性能，以满足当前的防松需求，降低使用防松螺母的成本。而一些紧固件的使用需要注意其使用条件：弹簧垫圈的使用需要控制其预紧力大小，并在
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