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法兰螺栓连接中螺栓预紧力的计算和控制方法分析
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联接螺栓的预紧力和防松
联接螺栓的预紧力和防松[关键词]联接螺栓；预紧力；防松 [摘要]通过对普通联接螺栓的预紧力和防松问题进行研究分析，得出可靠的确定螺栓 预紧力和螺栓防松的方法，对于船舶设计有较好实用价值。 0 引言 当今世界，随着微电子、航空航天等新兴技术的崛起，它们引起了传统技术领域内如 机械制造行业的剧烈变化，对最基本的机械零件之一――紧固件的发展也产生了深远的影 响。螺栓，作为最常用的紧固件之一，在新兴技术的冲击下，顺应着时代的潮流，也不断地 更新和发展。 众所周知，螺栓连接是紧固件连接中最基本的一种结构形式，有着构造简单、成本低、 安装方便等优点，在现代工业中被广泛应用。常见的螺栓连接一般都是紧螺栓连接，即安装 时需要将螺栓螺母拧紧， 只有少数如飞机操纵拉杆的铰链螺栓连接等是松螺栓连接。 紧螺栓 连接时， 必须考虑螺栓的预紧力问题和防松动问题， 这两方面的问题都直接关系到设备的正 常运行，不容小视。 目前，船舶设计行业中，船级社对于轴系传动装置中联轴器接合面处的螺栓、对联接 螺栓的直径尺寸都有具体要求。联接螺栓采用紧配螺栓(即铰配螺栓)，一般无预紧力要求； 对于联接螺栓采用非紧配螺栓的， 则要求“该螺栓安装时的预紧力需提交审查批准”。 至于 该预紧力的计算，船级社并未给出具体的指导性意见。此外，对于船舶上重要的机械设备， 如主机、齿轮箱、高弹性联轴器等，船厂也希望设计方能给出联接螺栓的预紧力。本文旨在 给出一个比较可行的、比较合理的螺栓预紧力选取标准，供各位船舶设计人员参考。 1 螺栓连接的预紧 1.1 预紧的目的 预紧可以提高螺栓连接的可靠性、防松能力和螺栓的疲劳强度，增强连接的紧密性和 刚性。事实上，大量的试验和使用经验证明：较高的预紧力对于连接的可靠性和被连接的寿 命都是有益的，特别对有密封要求的连接更为必要。当然，俗话说得好，“物极必反”，过高的预紧力，如若控制不当或者偶然过载，也常会导致连接的失效。因此，准确确定螺栓的 预紧力是非常重要的。 1.2 预紧力 QP 的确定 普通螺栓的连接，在螺母拧紧时会受到两种应力：一种是由预紧力引起的拉应力；另 一种是由螺纹力矩引起的扭转剪应力。 有关文献计算表明， 当预紧应力 σP 达到螺栓屈服极 限 σs 的 0.78 倍时，螺栓的外螺纹沟底开始破坏。也就是说，选取 σP 时首先必须满足的 第一个前提条件是 σP&0.78σs；其次，为了能充分发挥螺栓连接的潜力和保证连接的可靠 性，我们应当尽量取较高值。在实践中，还有许多影响 σP 选取的因素，如：受拉螺栓还是 受剪螺栓，螺栓是否承受变载荷，对连接有无密封要求，安装工具和方法的精确程度，连接 所在部位是否便于安装等等。 这些因素都是确定预紧力指标应该考虑的重要因素。 对于受拉 螺栓连接，有这样一组结论可供我们较准确地选取 σP 值： ?在一般机械上，σP=(0.5～0.7)σS； ?在航空航天机械上，σP≈0.35σS； ?在特殊连接如高强度螺栓摩擦连接，σP≈0.75σS。 一般机械连接，钢螺栓所用的预紧力在考虑上述因素的基础上可以参考表 1 的数据来 选择。 表 1 一般机械连接用钢螺栓的预紧力预紧力 QP(按 σP=0.70σS 的计算值)(N)螺纹规格螺栓强度等级4.65.66.88.810.912.9M63230394061808190ll60013600M85890714011200148002120024800M1093101130017800235003360039400M12135001650025900354004900057200M162520030800483006610091000106000M20394004800075600102000142000166000M245680069100108000148000205000239000M3090300109000172000235000326000380000M36131000160000251000343000474000554000对于重要的螺栓连接，在产品装配图样中应注明预紧力或拧紧力矩指标，安装时要采 取措施严格控制。 1.3 拧紧力矩 在螺纹连接体中， 施加在螺母上的拧紧力矩 Tf 等于螺母与被连接件或垫圈支承面间的 摩擦力矩与螺纹副的摩擦力矩之和。 经简化后得到同时适用于粗牙和细牙螺纹的表达式， 如 下： Tf=0.12×σs×As×d 式中 σs――螺栓屈服极限； As――螺栓螺纹有效截面面积； d――螺纹的公称直径。 在实践中， 一般采用指针式扭力扳手(测力扳手)通过控制拧紧力矩来实现控制预紧力， 这种方法简单、易实施，而且成本也低。ISO 标准中有给出公制螺纹用扭矩扳手拧紧时需要 的的拧紧力矩指示值，这些数值是按照上面给出的拧紧力矩计算公式得出的，如表 2 所示。在船舶行业，一些技术力量强大的设备公司都用自己的一套标准来选取连接螺栓的拧紧力 矩。如专业从事高弹性联轴器及传动轴产品的开发和生产的德国 VULKAN 和 CENTA 公司，会 给用户提供相应产品螺栓联接的预紧力矩。 本文表 3 所示的，就是 CENTA 公司给出的螺栓联接的拧紧力矩值。通过对表 3 所示的 数值进行演算和验证，发现其 Tf 值也是基本按照前面给出的拧紧力矩计算公式得来的，只 是在选用 σs 的值时， 是按照 ISO 标准中相应螺栓的机械性能等级规定的最小屈服强度(σs 或 σ0.2)来选取的，并留有 8%的安全余量。这是不难理解的。因为高弹性联轴器除了有效 地传递扭矩外，还要吸收振动(尤其是扭转振动产生的交变扭矩)，补偿轴向和径向位移。而 表 3 所示的拧紧力矩值明确允许有±5%的误差，这是由于连接件和被连接件的表面质量(包 括粗糙度、螺纹精度、润滑、镀层等)和拧紧速度等有所差别而造成的。这±5%的许用误差 给用户增加了可操作性。VULKAN 公司也同样在他们的产品说明书中给出了螺栓拧紧力矩一 览表， 通过与 CENTA 公司提供的拧紧力矩值对比， 发现与 CENTA 公司给出的拧紧力矩值差别 微小，都在同一个数量级范围内。 多年来， 我所船舶设计的工程实践经验(尤其是高性能船的设计工程实践)证明， VULKAN 和 CENTA 公司给出的拧紧力矩值，对于高弹性联轴器工作的可靠性是有足够保证的。因此， 本文在这里向各位船舶设计人员郑重推荐选用表 3 给出的拧紧力矩值作为设计的依据。同 样，对于主机、齿轮箱等重要船舶设备，其底脚螺栓拧紧力矩也可按表 3 来选取。对于船舶 上重要设备的联接螺栓，一般都选用的性能等级为 8.8 级(相应地，与其相配的螺母性能等 级选 8 级)；螺栓的性能等级一般不高于 10.9 级(事实上，船舶规范中就明确规定：螺栓材 料的抗拉强度的计算值不高于 1000N/mm2)。如果选用的螺栓性能等级小于 8.8 级，则可按 表 2 所示，再留有 8%的余量来选取。当然，船用机械中特殊的机械设备连接也必须特殊对 待， 例如我所设计的某型气垫船上， 导管、 主机、 主减和推减的基座均由航空设备单位设计， 其基座与船体间的联接螺栓的拧紧力矩就应该按照航空标准(HB6586292―螺栓螺纹拧紧力 矩)来选取。 表 2 ISO 公制螺纹的机螺钉类、螺柱和螺母用扭矩扳手拧紧时的拧紧力矩(N?m)需要 指示值粗牙螺纹细牙螺纹性能等级性能等级4.8 螺纹公称尺 寸6.88.810.9 12.9 螺纹公称 尺寸4.86.88.810.9 12.9σs(N/mm2) σ0.2(N/mm2)σs(N/mm2) σ0.2(N/mm2)32048064090010803204806409001080M41.32.02.73.84.5M52.74.15.57.79.2M64.67.09.313.0 15.7M77.811.7 15.5 2226M811.2 16.8 223238M8×11218.1 243441M102233456375M10×1.25 2635476679M12395878109131M12×1.25 426485118143M146293124175210M14×1.567101134186230M1696144192270320M16×1.5103154210290350M18133200270370450M18×1.5150220300420510M20188280380530640M20×1.52lO3lO420590700M222603805lO720870M22×1.5280420560790950M24330490650920.5360530710M27490740990 M27×252077040M3065097000 M30×272000 2400M3383000 96000 3300M3600
M36×300 M3900
M39×300 表 3 德国 CENTA 公司螺栓拧紧力矩一览表性能等级螺纹规格8.810.912.9拧紧力矩 Tf(N?m)±5％M691315M8213035M10416071M1271104120M14113165195M16170250300M18245350410M20350490580M22470670780M246008501000M2775010701250M30100014501700M33140019502300M36175025003000M392300330038002 螺栓连接的防松 螺纹连接在变载荷、振动和冲击作用下，以及工作温度变化很大时可能松动。松动后 会引起预紧力减小甚至丧失，从而无法保证连接的紧密性，造成连接件过早产生疲劳破坏， 最后导致发生故障。 2.1 松动原理 一般说来，以扭矩 Tf 拧紧的螺纹联接体，只要作用在螺母或螺栓头上的松动扭矩不大 于 0.8Tf，就不会发生松动。但实际上，螺母即使不回转松动，预紧力也会下降；螺母即使 不受松动扭矩作用，也可能会发生松动回转。 2.1.1 支承面压陷引起的松动 螺栓头或螺母支承面的接触压强大时，被联接件的表面与螺栓头或螺母支承面接触处 有环状压陷。继续使用过程中，由于塑性变形继续发生，紧固长度内螺栓的拉伸力减小，螺 母不回转，联接的预紧力也会降低。 2.1.2 螺母自动回转引起的松动 在变载、振动和冲击作用下，螺纹副的摩擦系数急剧降低，且螺纹副和螺母支承面处的摩擦力会瞬时消失， 螺纹副无法满足自锁条件而使螺纹副间产生相对滑动， 导致螺母回转， 多次重复以后就会产生松动。 2.2 防松方法 (1)采用细牙螺纹 与粗牙螺纹相比，细牙螺纹的升角小，相对的摩擦系数也小，自锁条件有可能得到保 证。 (2)双螺母 用两个等高螺母，先用拧紧力矩的 80%拧紧下面的螺母，再用 100%的拧紧力矩拧紧上 面的螺母。这样，在螺栓螺母旋合的部分保持了牢固的压紧，螺母就不易松动。 (3)有效力矩型非金属嵌件锁紧螺母 螺母体上接近螺栓伸出端处嵌入尼龙环，其内径等于螺纹小径，环上不制螺纹。当螺 母拧上螺栓后，尼龙环的弹性形成一个紧箍螺栓的高弹性横向压紧。 以上三种方法都是目前比较可靠、值得推荐的防松方法，还有其他许多方法如用止动 垫圈、串连钢丝、冲点铆接、钎焊、开口销和开槽螺母等都是比较可靠的防松方法，只不过 使用条件有点限制，但在特定的环境下都是不错的选择。 3 结语 本文将理论与实践经验相结合，对螺栓的预紧力和防松问题进行了简单的归纳总结， 意在为目前尚无统一的螺栓预紧力选取规范的船舶行业提供一个比较可靠的参考标准。 但本 文提供的数据仅限于普通螺栓、 螺柱等常规紧固件连接， 特殊连接的预紧力计算和拧紧力矩 的选取标准还有待于进一步研究和探讨。当前位置：&>&&>&&>& >大型法兰对接螺栓预紧力加载过程分析及处理措施
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