螺栓预紧力(螺栓预紧力校核方法研究)

螺栓预紧力
文章主要是对螺栓的受力形式进行理论研究,针对不同的螺栓连接形式,理论研究各个接触面间的受力情况,分析发现不同的安装面数、不同的安装刚度所提供的螺栓摩擦力不同,提出一种新的螺栓校核和选型计算方法,并通过CAE仿真进行分析验证。由分析结果可知,该设计方法更加贴合实际应用,为螺栓扭紧力矩校核提供一种更加可靠的方法。
 
为了提高机器的制造、安装、运输、维修水平及提高生产效率等,机器制造广泛地应用了各种连接。

机械连接有两大类:一类是机器工作时,被连接的零部件间可以有相对运动的连接,称为机械动连接,例如各种运动副;另一类是在机器工作时,被连接的零部件间不允许产生相对运动的连接,称为机械静连接。而机械静连接根据其工作原理的不同可以分为3类:形锁合连接、摩擦锁合连接及材料锁合连接。
 
本文研究的螺栓连接就是摩擦锁合连接方式,其工作原理是靠被连接件的压紧,在接触面间产生摩擦力阻止被连接件的相对移动,实现连接目的。
 
螺栓连接因具有装配简便、耐疲劳、可拆换、连接的整体性和刚度较好等优点被广泛地应用。螺栓连接在装配时必须拧紧,预先受到力的作用。这个预加作用力称为预紧力。预紧力的作用是为了使连接件接合面间产生一定的摩擦力来抵抗横向载荷。这就要求接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷。

因此,对于螺栓预紧力的选取就显得尤为关键,预紧力打小了,产生的摩擦力不够抵抗横向载荷,连接件就会发生相对达错动,达不到预紧的目的,螺栓也会受剪;预紧力打过大,螺栓受到的预应力就大,也会影响螺栓受力。
 
对于螺栓的受力分析已经有很多书籍和文献进行过研究,基本都是按照各个摩擦面提供相同的摩擦力来粗略校核。实际上,由于螺检各个连接件的刚度不一样,导致整个机构受力变形并不均勾,因此各个摩擦面提供的摩擦力也不一样。它们之间是由于什么样的关系引起受力不均的,正是本文需要进一步研究的。
 

螺栓的连接方式

常见的螺栓连接形式如图1所示。图1 (a)中上、下连接件的厚度不同表示2个连接件的刚度不一样;图1 (b)中 上、下连接件的厚度一样,表示2个连接件的刚度一样;图1 (c)表示只有1个连接件。

图1 常见的螺栓连接形式
 
螺栓连接的受力分析

我们知道一个力FN,对于任何一个摩擦面都可以提供最大的摩擦力fmax=μFN ,但当连接件的刚度不一样时,各摩擦面就不会同一时间达到最大摩擦力。下面将分别对此进行研究。
 
(1)  当连接件A与连接件B的刚度不一样时[如图1 (a) 所示],即KA> KB时。

由于连接件A与连接件B的刚度不一样,当对连接件C 施加载荷时,假设A、B的变形量为△S,必定会引起连接件A、B受到大小不一样的反力。
由于KA > KB,所以导致连接件A与连接件C间的接触面先达到临界摩擦力,即f1=fmax =μFN,而此时连接件B与连接件C间的摩擦力并未到达临界摩擦力fmax,故该连接先会在连接件A与连接件C间的摩擦面产生滑移,连接件B与连接件C间的摩擦面产生的摩擦力为f2=kμFN,k是与2个连接面刚度KA与 KB有关的刚度系数, 此时0<k<1。螺栓连接临界状态下的摩擦力f可用如下公式表示:
f=f1+f2= (1+k)μFN

(2)当连接件A与连接件B的刚度一样时如[图1 (b) 所示],即KA= KB时。
 
连接件A与连接件B的刚度一样,当对连接件C施加载荷时,连接件A、B受到大小一样的反力。此时,螺栓连接临界状态下的摩擦力可用如下公式表示:

Fmax=f1+f2=2μFy

(3)当只有连接件A时[如图1 (c)所示],即KB=0 时。此时临界状态下的载荷Fmax表达式如下:

Fmax=f1=μFy
 

CAE仿真分析

(1) 当连接件A与连接件B的刚度不一样时,即KA>KB时,仿真分析结果如图2所示。

图2 连接件A 和连接件B 刚度不一样  (单位:N)

由图2可以看出,当摩擦面1达到了临界摩擦力6 000 N产生滑移时,摩擦面2的摩擦力只有2 000 N,尚未达到临界状态,此时的合成摩擦力为8 000 N。

相当于1.33个摩擦面提供的摩擦力。摩擦面的摩擦力与连接件的刚度有着直接的关系,刚度越大,摩擦力贡献就越大。
 
(2) 当连接件A与连接件B的刚度一样时,即KA=KB,仿真分析结果如图3所示。

图3 连接件A和连接件B刚度一样  (单位:N)

由图3可以看出,摩擦面1和摩擦面2同时达到了临界摩擦力6 000 N产生滑移时,此时的合成摩擦力为12 000 N。2个摩擦面同时提供一样的摩擦力。
 
(3)当只有连接件A时,即KB=0时,仿真分析结果如图4所示。

图4 只有连接件A  (单位:N)
由图4可以看出,当摩擦面1达到了临界摩擦力6 000 N产生滑移时,摩擦面2的摩擦力几乎为0,此时的合成摩擦力为6 000 N。相当于只有一个摩擦面提供的摩擦力。

实际案例计算

图5 安装方案对比    (单位:N)

图5是某副车架前安装点的示意图,方案一通过螺栓将垫片和副车架的衬套安装在大梁上,衬套的支撑类似悬臂梁结构。

方案二增加了一种衬套加强支架结构,形成类似简支梁结构。从刚度的角度来说,方案二的结构要明显优于方案一,而这2种结构对螺栓紧固的效果可以用CEA进行分析。
 
图6 CAE 分析模型

图6是方案一、方案二的 CAE 分析模型的示意图,模型中截取了部分车身大梁作为衬套的上安装面,选取衬套的安装管柱作为被连接件,安装面都做接触处理,对螺栓施加 60 000 N的预紧力,模拟螺栓对副车架衬套的夹紧,对衬套施加径向位移,提取上、下安装面的摩擦力。分析结果如图7所示。
 
图7 安装面摩擦力曲线    (单位:N)

从图7可以看出,衬套安装加强支架前,基本由上安装面提供摩擦力,只有当上安装面发生滑动时,下安装面才提供摩擦力。

增加衬套安装加强支架后,上、下安装面都提供摩擦力,当发生相对滑动时,总摩擦力增长了 48.47%,提高了螺栓的紧固效能。
 
结 论

利用传统的理论计算方法进行螺栓连接件的预紧力选取,很难进行准确的计算。

本文介绍了一种更为贴近实际的螺栓预紧力校核方法,通过现代CAE仿真分析技术进行计算更加科学合理,也提供一种更加可靠、更加实用的理论依据和指导方法。

—End—

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