CN110688734A - 一种拧紧力矩的设计方法 - Google Patents

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CN110688734A CN201910809420.7A CN201910809420A CN110688734A CN 110688734 A CN110688734 A CN 110688734A CN 201910809420 A CN201910809420 A CN 201910809420A CN 110688734 A CN110688734 A CN 110688734A
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tightening torque
maximum
torque
fastener
coefficient
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CN201910809420.7A
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姚志刚
吴文彬
聂国强
汪衡虎
何先卫
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Hunan Cheetah Automobile Ltd Co
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Hunan Cheetah Automobile Ltd Co
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Abstract

本发明将提供一种拧紧力矩的设计方法，主要是以实测的摩擦系数为计算依据，并通过连接位置的受力情况计算设计扭矩的安全系数，以此判定连接位置紧固件的选型及设计扭矩是否合理；本发明所提供的方法同样可用来设计超弹性定扭扭矩，超弹性装配相对弹性装配，其能提供更好的紧固可靠度。

Description

一种拧紧力矩的设计方法
技术领域
本发明属于紧固件的拧紧力矩设计领域，具体涉及一种拧紧力矩的设计方法。
背景技术
紧固件拧紧力矩设计时，螺纹副、紧固件支承面的摩擦系数是影响力矩设计的重要因素，而目前的拧紧力矩设计时，摩擦系数通常取经验值，相对较保守，且目前尚没有一种依据紧固位置的受力情况而正向设计拧紧力矩的方法，包括对实际摩擦系数的处理，拧紧力矩的设计安全系数等。
发明内容
针对以上技术问题，本发明提供一种拧紧力矩的设计方法，包括如下步骤:
(1)实测紧固件支承面、螺纹副的摩擦系数uw、us，并统计出其-3σ的最小摩擦系数usmin、uwmin及+3σ的最大摩擦系数usmax、uwmax；
(2)实测或多体动力学仿真计算连接位置的径向X、Y方向的最大受力Fx、Fy及轴向Z方向的最大受力Fz；
(3)计算当下选用的紧固件可承受的最大预紧力F，同时以最小摩擦系数usmin、uwmin计算其可承受的最大拧紧力矩Mmax；
(4)以步骤(3)中计算出的最大拧紧力矩Mmax计算连接位置支承面的最小摩擦力fmin，同时计算紧固可靠时支承面所需的最大摩擦力f’，fmin与f’的比值，即为拧紧力矩径向安全系数；
(5)以步骤(3)中计算出的最大拧紧力矩Mmax计算轴向最小预紧力Fmin，Fmin与步骤(2)中Fz的比值，即为拧紧力矩轴向安全系数；
(6)安全系数大于1.3时，则紧固件选型及拧紧力矩设计合理，否则需提升紧固件规格或性能。
进一步的，步骤(3)中当设计弹性装配的拧紧力矩时，最大预紧力F＝(0.8～0.9)×Fp；当设计为超弹性装配的拧紧力矩，则最大预紧力F＝σy×As，其中Fp为紧固件的保证载荷，σy为紧固件材料的屈服应力，As为螺纹公称应力截面积，As的计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000021
单位为mm2，其中d为紧固件公称直径，单位为mm，α'为螺纹牙侧角，一般为30°；对于弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Mmax＝Kmin×F×d/1000
对于超弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000022
单位均为N.m，其中，
d为紧固件公称直径，单位为mm，
P为紧固件螺距，单位为mm，
dA为螺纹公称应力截面积的等效直径，
Figure BDA0002184575510000023
单位为mm，
Kmin为最小扭矩系数，
Figure BDA0002184575510000024
d2为螺纹中径，单位为mm，d2＝d-3/8×P×cotα'，
DW为支承面摩擦扭矩的等效直径，单位为mm，
Figure BDA0002184575510000025
式中dw为支承面外径，dh为支承面内径，单位均为mm。
进一步的，步骤(4)中最小摩擦力fmin的计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000026
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，
Kf为扭矩系数，此时
Figure BDA0002184575510000027
进一步的，步骤(5)中轴向最小预紧力Fmin的计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000028
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，
Figure BDA0002184575510000029
Figure BDA00021845755100000210
有益效果：本发明主要是以实测的摩擦系数为计算依据，并通过连接位置的受力情况计算设计扭矩的安全系数，以此判定连接位置紧固件的选型及设计扭矩是否合理；同样可用来设计超弹性定扭扭矩，超弹性装配相对弹性装配，其能提供更好的紧固可靠度。
附图说明
图1是拧紧力矩设计流程图。
具体实施方式
下面结合实施例及附图，对本发明作进一步地的详细说明，但本发明的实施方式不限于此。
如图1所示，本发明提供一种拧紧力矩的设计方法，具体步骤如下：
(1)实测紧固件支承面、螺纹副的摩擦系数uw、us至少各20组数据以统计分析出其-3σ的最小摩擦系数usmin、uwmin及+3σ的最大摩擦系数usmax、uwmax；
(2)实测或多体动力学仿真计算连接位置的径向X、Y方向的最大受力Fx、Fy及轴向Z方向的最大受力Fz；
(3)计算当下选用的紧固件可承受的最大预紧力F，当设计弹性装配的拧紧力矩时，最大预紧力F＝(0.8～0.9)×Fp；当设计为超弹性装配的拧紧力矩，则最大预紧力F＝σy×As，其中Fp为紧固件的保证载荷，σy为紧固件材料的屈服应力，As为螺纹公称应力截面积，As的计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000031
单位为mm2，其中d为紧固件公称直径，单位为mm，α'为螺纹牙侧角，一般为30°；同时以最小摩擦系数usmin、uwmin计算其可承受的最大拧紧力矩Mmax，对于弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Mmax＝Kmin×F×d/1000
对于超弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000032
单位均为N.m，其中，
d为紧固件公称直径，单位为mm，
P为紧固件螺距，单位为mm，
dA为螺纹公称应力截面积的等效直径，
Figure BDA0002184575510000033
单位为mm，
Kmin为最小扭矩系数，
Figure BDA0002184575510000034
d2为螺纹中径，单位为mm，d2＝d-3/8×P×cotα'，
DW为支承面摩擦扭矩的等效直径，单位为mm，式中dw为支承面外径，dh为支承面内径，单位均为mm。
(4)以步骤(3)中计算出的最大拧紧力矩Mmax计算连接位置支承面的最小摩擦力fmin，最小摩擦力fmin的计算公式如下：
Figure BDA0002184575510000041
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，
Kf为扭矩系数，此时
Figure BDA0002184575510000042
同时计算紧固可靠时支承面所需的最大摩擦力f’，f’为实测或仿真计算求得的最大径向力Fx、Fy的合力，fmin与f’两者的比值，即
Figure BDA0002184575510000043
为设计扭矩的径向安全系数；轴向最小预紧力Fmin的计算公式为：
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，其中
从公式中可以看出，拧紧力矩与扭矩系数、预紧力有关，如拧紧力矩不变，则当扭矩系数最大时时，预紧力最小，相反扭矩系数最小时时，预紧力最大；比较Fmin与Fz值，即
Figure BDA0002184575510000046
(如连接位置为开挡装配，Fmin值还需减去消除开挡间隙所消耗的预紧力)，为轴向安全系数；一般认为安全系数大于1.3则紧固件选型及拧紧力矩设计合理，否则需提升紧固件规格或性能。如连接位置的受力是通过仿真计算而非实测，或者连接位置实际使用时振动较大，为保证设计充分，可适当提高安全系数至2～3。

Claims (4)

1.一种拧紧力矩的设计方法，包括如下步骤：
(1)实测紧固件支承面、螺纹副的摩擦系数uw、us，并统计出其-3σ的最小摩擦系数usmin、uwmin及+3σ的最大摩擦系数usmax、uwmax；
(2)实测或多体动力学仿真计算连接位置的径向X、Y方向的最大受力Fx、Fy及轴向Z方向的最大受力Fz；
(3)计算当下选用的紧固件可承受的最大预紧力F，同时以最小摩擦系数usmin、uwmin计算其可承受的最大拧紧力矩Mmax；
(4)以步骤(3)中计算出的最大拧紧力矩Mmax计算连接位置支承面的最小摩擦力fmin，同时计算紧固可靠时支承面所需的最大摩擦力f’，fmin与f’的比值，即为拧紧力矩径向安全系数；
(5)以步骤(3)中计算出的最大拧紧力矩Mmax计算轴向最小预紧力Fmin，Fmin与步骤(2)中Fz的比值，即为拧紧力矩轴向安全系数；
(6)安全系数大于1.3时，则紧固件选型及拧紧力矩设计合理，否则需提升紧固件规格或性能。
2.根据权利要求1所述的一种拧紧力矩的设计方法，其特征在于，步骤(3)中当设计弹性装配的拧紧力矩时，最大预紧力F＝(0.8～0.9)×Fp；当设计为超弹性装配的拧紧力矩，则最大预紧力F＝σy×As，其中Fp为紧固件的保证载荷，σy为紧固件材料的屈服应力，As为螺纹公称应力截面积，As的计算公式如下：
Figure FDA0002184575500000011
单位为mm2，其中d为紧固件公称直径，单位为mm，α'为螺纹牙侧角，一般为30°；对于弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Mmax＝Kmin×F×d/1000
对于超弹性装配，最大拧紧力矩Mmax计算公式如下：
Figure FDA0002184575500000012
单位均为N.m，其中，
d为紧固件公称直径，单位为mm，
P为紧固件螺距，单位为mm，
dA为螺纹公称应力截面积的等效直径，单位为mm，
Kmin为最小扭矩系数，
Figure FDA0002184575500000022
d2为螺纹中径，单位为mm，d2＝d-3/8×P×cotα'，
DW为支承面摩擦扭矩的等效直径，单位为mm，
式中dw为支承面外径，dh为支承面内径，单位均为mm。
3.根据权利要求2所述的一种拧紧力矩的设计方法，其特征在于，步骤(4)中最小摩擦力fmin的计算公式如下：
Figure FDA0002184575500000024
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，
Kf为扭矩系数，此时
Figure FDA0002184575500000025
4.根据权利要求2所述的一种拧紧力矩的设计方法，其特征在于，步骤(5)中轴向最小预紧力Fmin的计算公式如下：
Figure FDA0002184575500000026
单位为N，式中m％为需考虑的紧固工具的精度误差，其中Kmax为最大扭矩系数，
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Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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CN106339589A (zh) * 2016-08-25 2017-01-18 北汽福田汽车股份有限公司 一种螺纹紧固件的选择方法及系统
CN107341280A (zh) * 2016-11-25 2017-11-10 安徽江淮汽车集团股份有限公司 一种螺栓转角法拧紧工艺的计算方法
CN108133074A (zh) * 2017-11-29 2018-06-08 道依茨汽（大连）柴油机有限公司 一种螺栓设计方法

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