在靜連接條件下，螺紋緊固件處于自鎖狀態(tài)，不會發(fā)生松動。在汽車行業(yè)中，由于汽車行駛路況的復雜性和惡劣性，當部分緊固位置處于振動、沖擊、交變動載荷的工況，緊固件具有潛在的松脫危險。

為了防止緊固件松動，選用合理的防松方式和保證足夠的預緊力為可靠的螺紋連接增添了保障。有效力矩型鎖緊螺母是最普遍的防松緊固件之一，占所有防松種類的30%~70%。因此，了解其防松原理，保證可靠的預緊，對防松緊固件的有效使用至關重要。

一

螺紋連接松動分析

1.1、螺紋連接松動的表現形式

螺紋連接松動通常表現為螺栓與螺母的相對滑動，但實際上意味著松動已經發(fā)生了。

螺紋連接松動分為兩個階段：非旋轉性松動和旋轉性松動，前者是松動的早期階段，表現為夾緊力的下降如圖1所示；后者是當支承面或螺紋牙之間的微量滑移累積到一定程度，出現了螺栓與螺母明顯的相對滑移，也就是旋轉性松動如圖2所示。 

圖1  緊固件的松動表現形式

由圖1可知，在緊固件松動過程中，螺紋連接的軸向夾緊力在不斷下降。而螺紋連接的夾緊力關系到其是否能夠可靠服役。因此，需要采取一定的防松措施，防止螺紋之間的相互滑移，以保證夾緊力維持在相當的水平。

1.2、緊固件松動失效原因

按照緊固件松動的階段，將緊固件松弛與松動的原因，總結為以下幾點：(1)在早期松動階段，螺紋連接松動主要是由材料的塑性變形引起的。

早期松動階段也被稱為材料松動期。諸如接觸面凹凸不平、局部應力過大引起的材料屈服(易發(fā)生在螺母的第一圈承力螺紋牙)；緊固件頭部環(huán)形支承面壓強過大引起的壓陷：溫度引起的蠕變；以及在循環(huán)載荷作用下材料的棘輪效應等都會使材料發(fā)生塑性變形。塑性變形使緊固件應力下降，進而使螺紋連接松弛。

 表1 引起早期松動的原因

為了緩解初期階段的軸向力衰減情況，需針對不同的原因采取不同的措施。針對緊固件頭部環(huán)形支承面壓強過大引起的壓陷松弛，可增加法蘭面接觸面積，或者提高連接件的強度；并且在扭矩設計時，將屈服扭矩與支承面的壓潰扭矩進行比較凹，取兩者的最小值，作為緊固件動態(tài)扭矩范圍的最大值，如式(2-1 )~(2-3)所示。

除此之外，通常的做法是補充擰緊由初始松動損失的軸力。但這一階段的應力松弛量難以確定，在實際裝配中，主要依靠經驗確定。比如應力松弛和軸向力衰減在軟連接情況中常見，采取措施為提高原有設計扭矩或分階段多次預緊。對于“鋼-鋼”硬連接情況，應力松弛量較小。

屈服扭矩：

壓潰扭矩：

 （2-3）

式中: k扭矩系數；d公稱直徑；F_ty屈服軸力；y屈服點；x螺紋公稱應力截面積；d_A螺紋公稱應力截面積的等效直徑；p螺距；μ_s螺紋摩擦系數；d₂中徑；α^s螺紋牙側角；d_W支承面接觸外徑；d_h支承面接觸內徑；ɑ_p支承面擠壓強度。

(2)在后期松動階段，當外載荷沿螺栓松動方向產生的旋轉力矩大于螺栓的松動力矩時，將出現明顯的相對轉動。這一階段也被稱為結構松動期。汽車緊固件工作時主要承受剪切(橫向)、扭轉和拉伸載荷。螺紋連接系統(tǒng)承受剪切載荷時，螺栓最易發(fā)生旋轉性松動，扭轉載荷次之，拉伸載荷相對不易發(fā)生松動。這里要說明的是，相對轉動不是瞬間發(fā)生的，而是局部滑移累積的結果。以承受橫向交變載荷為例，如圖2所示，進行深入分析。

圖2  橫向載荷下緊固件的松動過程

在橫向交變載荷的作用下，接觸面上不同位置的摩擦力矩方向和大小都不同。將緊固件頭部支承面分為若干個扇區(qū)(如圖2)，y軸以左的半圓為A扇區(qū)，右半圓為B扇區(qū)。dF為轉動力矩的等效作用力，dF,為橫向載荷，箭頭所示方向為受力方向。

為了保持接觸面的不滑移狀態(tài)，各位置點所需要的摩擦力不同，A扇區(qū)的摩擦力明顯大于B扇區(qū)的摩擦力。兩個扇區(qū)能提供的最大摩擦力是相同的( fm=μN, N-夾緊力，μ-摩擦系數),當橫向載荷增大到某幅值后，A扇區(qū)首先進入滑移狀態(tài)。

隨著A扇區(qū)由靜摩擦狀態(tài)轉為動摩擦狀態(tài)，將影響其他扇區(qū)的受力。隨著橫向載荷的增大，更多扇區(qū)進入滑移狀態(tài)，相當于緊固件繞著B扇區(qū)進行轉動。當橫向載荷的方向發(fā)生變化時，摩擦力的方向又發(fā)生變化，如此反復進行，緊固件在不斷擺動后緩慢旋出。

綜上所述，材料松弛期較為復雜，而針對普通的“鋼-鋼”硬連接，這一階段的夾緊力松弛量小。因此，本文主要基于“結構松弛階段”展開研究。結構松弛的直接原因是摩擦力矩不足以抵消使螺栓旋出的力矩。如何保證其具有良好的摩擦性能，實現可靠的防松，是摩擦防松型緊固件的研究所在。

二

有效力矩型鎖緊螺母分類

1、有效力矩型鎖緊螺母的分類

按照不同的螺母材料和結構形式，有效力矩型鎖緊螺母分為全金屬自鎖螺I母和非金屬嵌件鎖緊螺母。如圖3和圖4所示，為公司常用的一種全金屬自鎖螺母和非金屬嵌件鎖緊螺母。

圖3  全金屬自鎖螺母(壓扁收口型）

圖4  非金屬嵌件鎖緊螺母

 (1)全金屬自鎖螺母

全金屬自鎖螺母（壓扁收口型）是在螺母靠近外圈螺紋的位置，螺紋加工:時進行壓扁，使螺紋發(fā)生收口變形。由于內螺紋有一定的變形，當螺母和螺栓配合時，其與螺栓外螺紋相互擠壓，從而使螺母產生彈性變形力，正是這種內外螺紋的“干涉”增加了螺紋間的摩擦力矩。由于較低強度等級的螺母在使用時容易產生塑性變形，導致鎖緊效果不佳，所以通常使用高強度的全金屬自鎖螺母。

(2)非金屬嵌件鎖緊螺母

非金屬嵌件鎖緊螺母通常將尼龍圈嵌入螺母靠近外圈的位置，該螺紋圈的內徑比螺母的中徑小。當螺母和螺栓配合時，尼龍圈受到螺栓外螺紋的擠壓，使尼龍圈發(fā)生彈性變形，產生了內螺紋，同時，該彈性變形也使尼龍圈箍緊螺栓的外螺紋，從而增大了螺紋間的摩擦力矩，達到了鎖緊效果。并且由于尼龍圈填充了內外螺紋之間的間隙(間隙出現的原因是由于緊固件制造時，內螺紋尺寸走上限，外螺紋尺寸走下限)，所以在振動、沖擊載荷作用下，仍具備良好的減振效果。

圖5  普通螺紋連接的螺紋間距    

為了保證有效力矩型鎖緊螺母具有穩(wěn)定的鎖緊性能，必須加強緊固件的質量管理，GB/T 3098.9-2002《緊固件機械性能有效力矩型鋼六角鎖緊螺母》中規(guī)定了最大擰入有效力矩（無軸力時螺母平穩(wěn)旋入的力矩）和最小擰出有效力矩（無軸力時螺母平穩(wěn)旋出的力矩）。

2、緊固件預緊和松動的力學模型

首先分析普通螺紋緊固件的受力。緊固件在擰緊過程中，需克服螺紋間的摩擦力矩，以及螺栓頭部或者螺母與支承面的摩擦力矩，只有部分擰緊力矩用于提供預緊力，擰緊力矩的轉化率僅有10%。

緊固件受振動、沖擊載荷時，當等效至緊固件軸線中心的轉矩與擰緊力矩方向相反，且大于緊固件所能提供的最大摩擦力矩，緊固件松脫失效。為了更形象地闡述該過程，建立緊固件力學模型如下。

圖6  螺栓預緊時的受力分析

圖7  螺栓松動時的受力分析

圖中標記1.2分別指螺母、螺栓，F為螺紋連接的夾緊力。擰緊螺栓時相當于滑塊沿斜坡向上滑移，擰松螺栓時相當于滑塊沿斜坡面向下滑移。

(1)螺紋副間的摩擦力距

擰緊和松動時螺紋副間的摩擦力距分別為T1和T2，公式如下：

（2-4）

式中：螺紋升角；ρ螺紋摩擦角；d螺紋公稱直徑；d₂螺紋中徑；μ_s螺紋摩擦系數；β螺紋牙側角。

在靜連接即不受外力作用的情況下，ρ>φ即螺紋摩擦角大于螺紋升角，這是緊固件的自鎖原理，必須要施加外力F才能使螺栓松動。F與圖7中所示方向相同。因此，動載荷是緊固件松動的必要條件之一。由式(2-4)可知，松脫時所需要克服的螺紋摩擦力矩要小于螺栓擰緊時所需要克服的螺紋摩擦力矩。

(2)支承面摩擦力矩

擰緊螺栓或擰松螺栓時還需要克服螺栓或者螺母支承面間的摩擦力矩。記螺栓或螺母支承面間的摩擦力矩為T，公式如下:

式中：D₀支撐接觸外徑；d₀支撐面接觸內徑；μ_w支撐面摩擦系數

(3)擰緊力矩和松弛力矩

擰緊力矩和擰松螺栓時需要克服兩個力矩的總和，螺紋間的摩擦力矩，螺栓或螺母支撐面的摩擦力矩。

擰緊力矩：

對公式（2-6）作進一步簡化，展開得出：

式（2-7）為簡化的公式，從兩個部分進行簡化：

1、分母

2、d₂=d，最終得出擰緊力矩常用公式，與國標GB/T16923-1997{螺紋擰緊緊固件通則}中關于擰緊力矩的計算標準相一致。

松脫力矩：

對（2-8）作進一步簡化，展開得出：

式：（2-9）為簡化后的公式，從兩個部分簡化：

1、分母

d2=d，最終得出擰緊力矩常用公式。

(4)松脫力矩與擰緊力矩之比

定義n為松脫力矩與擰緊力矩之比，如式(2-10) 所示，由于負號的存在，η<1，表明緊固件松脫時所需要克服的力矩小于擰緊時所需要克服的力矩。這是由于夾緊力使緊固件有沿斜面(圖7)下降的趨勢。

 以上分析了普通螺紋擰緊與松脫時的受力情況，可知必須克服螺母與螺栓之間的摩擦力矩，才能使緊固件擰緊或松動，并且松脫力矩小于擰緊力矩。經過以上的分析，可知有效力矩型鎖緊螺母會增加螺紋間的摩擦力矩，因此，需要進一步分析有效力矩型防松對擰緊和松脫力矩的影響。

3、有效力矩型防松對擰緊和松脫力矩的影響

將自鎖螺母相對與普通螺母增加的螺紋摩擦力矩即為T_p，在式（2-7）和（2-9）的基礎上，得到有效力矩型鎖緊螺母的擰緊力矩表達式：

松脫力矩：

擰緊力矩：

松脫力矩與擰緊力矩的比值：

從式(2-11)可知，相同的夾緊力下，有效力矩型鎖緊螺母的擰緊力矩比普通螺母大，所以，扭矩設計時要區(qū)別對待自鎖螺紋連接和普通螺紋連接。通過圖8可以深入地理解有效力矩型結構對防松和預緊的影響。

以M10X1.5的全金屬自鎖螺母為例，其中β=30°，p=1. 5mm，d2=9.026mm,D,=12.9mm, μ_s=μ_w=0.2代入式(2-11) 和(2-12)。當T分別為5N.m，10N.m, 15N.m, 20N.m時，松脫力矩分別為82.1 N.m, 87.1N.m, 92.1N.m，97.1 N.m,松脫力矩的增量比分別為6.5%，13.0%，19.5%， 26%。

隨著摩擦力矩的增加，松脫力矩不斷增加，緊固件性能越佳。同時也可以看出，要保持相同的預緊軸向力，鎖緊螺母需要更多擰緊力矩的輸入，但我國傳統(tǒng)的汽車緊固件的扭矩設計并未考慮有效力矩的影響。

圖8  有效力矩型防松對擰緊和松脫力矩的影響

從式(2-13)可知，有效力矩型鎖緊螺母的松脫力矩仍小于擰緊力矩。從能量角度上講，松脫比預緊需要的能量小，這與普通螺母所得規(guī)律相同。綜上所述，有效力矩型鎖緊螺母防松的實質是通過增加螺紋摩擦力矩T_p。經分析，T_p對有效力矩型鎖緊螺母的擰緊力矩有一定影響，但是的取值與具體的鎖緊螺母有密切聯系，還需要通過試驗進一步確定。

三

總結

本文闡述了螺紋連接的松動表現形式和松動原因，以期得出防止緊固件松動的有效方法。并分析了全金屬自鎖螺母和非金屬嵌件鎖緊螺母的防松原理，建立了緊固件的力學模型，得出不同螺紋連接的擰緊力矩和松脫力矩，以期了解有效力矩對緊固件擰緊和松動的影響。主要闡述中心內容如下:

(1) 當螺紋連接的摩擦力矩不足以承受使螺母旋出的力矩時，緊固件出現結構松弛。因此，防止緊固件松動的有效方式之一是保證緊固件具有足夠的摩擦力矩和良好的摩擦性能。

(2) 通過建立緊固件的受力模型，得到普通螺母和有效力矩型鎖緊螺母的擰緊力矩和松脫力矩的表達式，可知松脫力矩小于擰緊力矩。分析了有效力矩型防松對松脫力矩的影響，由于有效力矩型鎖緊螺母比普通螺母增加了部分螺紋摩擦力矩，因此其松動力矩大于普通螺母的松動力矩，有利于防松。

(3)分析了有效力矩型防松對預緊的影響，若使自鎖螺母和普通螺母保持相同的預緊力，有效力矩型鎖緊螺母所需要的擰緊力矩要高于普通螺母，而在傳統(tǒng)以經驗為主的扭矩設計中，未考慮有效力矩對所得預緊力的影響。有必要對具體使用的有效力矩型鎖緊螺母，進一步研究的取值，指導鎖緊螺母的扭矩設計。