luda 螺栓联接是应用非常广泛的可拆卸连接, 螺栓拧紧力矩的大小是螺栓联接中非常重要的一个参数, 本文从螺栓联接的受力情况开始分析, 确立了螺栓预紧力和拧紧力矩的线性关系, 再分别从螺栓强度、螺纹强度、垫片特性、法兰强度等各方面研究了螺栓联接中合适的预紧力值, 从而来确定螺栓的拧紧力矩, 完善了拧紧力矩的计算方法, 更全面地阐述了拧紧力矩的理论计算, 为生产实际提供了一种可参考的螺栓拧紧力矩确定方法。
螺栓联接是设备安装中应用最为广泛的可拆式连接之一。为了增强螺栓螺纹联接的刚性、紧密性、防松能力以及防止受横向载荷螺栓联接的滑动, 多数螺纹联接在装配时都需要预紧, 而预紧力的施加是通过一定的拧紧力矩来实现的, 合适的拧紧力矩对螺栓联接件和被联接件的寿命都是有益的。
拧紧力矩过大往往会导致联接失效, 特别是在密封联接的情况下, 螺栓拧紧力矩过大, 密封垫片会被压死而失去弹性, 甚至会将螺栓拧断;过小的拧紧力矩又使受压后的垫片表面的残余压紧力达不到工作密封比压, 从而导致连接系统泄漏。
因此如何确定螺栓的拧紧力矩是实际生产中必须重视的问题。
1、螺栓联接的受力情况
多数情况下螺栓都是成组使用的, 设计时, 是根据被联接件的结构和联接件的载荷来确定联接的传力方式、螺栓的数目和布置。
一般来说, 其受力情况有以下几种:
(1) 纯轴向力, 即只在螺栓的轴向受力;
(2) 横向力, 即螺栓的径向受力;
(3) 旋转力矩, 如轮法兰联接;
(4) 翻转力矩, 也叫倾覆力矩。
其中第1、第4种受力采用受拉螺栓联接, 第2、第3种受力情况既可采用受拉螺栓联接, 也可采用受剪螺栓联接。
在生产中, 采用受拉螺栓联接较多, 按国家标准选用的螺栓也为受拉螺栓 紧固件机械性能) 。故本文主要讨论受拉螺栓的联接问题。
2、螺栓轴向力与力矩的关系
一般来说, 拧紧力矩是通过拧紧扳手来施加的, 而拧紧扳手力矩T是用于克服螺纹副的螺纹阻力矩T1及螺母和与被连接件 (或垫圈) 支承面间的端面摩擦力矩T2。
式中:d—螺纹公称直径, mm;
F0—预紧力, N;
K—拧紧力矩系数;
T—拧紧力矩;
其中：
d2—螺纹中径, mm;
ω—螺纹升角;
ρv—螺纹当量摩擦角;
µ—螺母与被连接件的支承面间的摩擦因数;
Dw—与支承平面连接的螺母或者垫圈的直径;
d0—螺纹外径;
因此, 在确定螺栓大小的情况下, 螺栓的轴向预紧力正比于拧紧力矩的大小, 其比例系数就是拧紧力矩系数K。
K的取值较为复杂, 很难得到其正确值。对于普通粗牙M12~M64螺纹, 其拧紧力矩系数K一般在0.1~0.3范围内变动, 表1为参考值。
表1 拧紧力矩系数K
可以这么认为, 当螺栓、螺母、垫圈、被连接件等零件的型号选定后, 在确定的工作环境、工作状态下, 拧紧力矩系数是固定的。也就是说, 在这种情况下, 所需预紧力的大小直接决定了应施加的拧紧力矩的大小。
由拧紧力矩与螺栓预紧力呈线性关系的特性可知, 控制了拧紧力矩的大小, 就可以通过实验或理论的方法计算出预紧力值。
由于受摩擦系数和几何参数偏差的影响, 在一定的拧紧力矩下, 预紧力数值的离散性比较大, 因此通过拧紧力矩来控制螺栓预紧力的精度并不是很高, 其误差约为±25%左右, 最大甚至可达±40%左右。
这样就产生了一个矛盾:我们可以根据设计工况和要求来确定所需要的预紧力的大小, 但却无法在现实中很精确的施加我们所要求的预紧力的大小, 所能控制的只是所施加的拧紧力矩的大小。
不过关于这个矛盾的讨论不是本文的重点, 主要是为了阐述这种现实情况的存在。同时, 在本文第4节中的讨论只考虑了拧紧力矩和预紧力的纯线性关系而忽略了这种误差。
3、螺栓预紧力 (拧紧力矩) 的确定方法
图1所示为压力容器的法兰螺栓联接同时受预紧力和轴向工作载荷的典型实例。
通常情况下由N个螺栓螺母副联接的法兰联接体, 给予一定的紧固力F的同时, 联接体内产生内压力Fx, 对于这种用于有一定内压力的流体的联接体, 设计螺栓的拧紧力矩时, 须考虑以下四点:
图1 法兰螺栓的联接
(1) 确保螺栓的强度, 即不允许发生因拧紧力矩过大导致螺栓的屈服破坏而丧失联接体的机能。
(2) 确保螺纹的强度, 不能因为过大的拧紧力矩而导致螺纹发生脱扣现象。
(3) 确保法兰盘的强度, 不能因过大的拧紧力矩导致法兰发生破坏。
(4) 确保垫片、垫圈的性能, 既保证不因拧紧力矩过小导致渗漏, 也不因拧紧力矩过大导致垫片压死, 从而在产生内压力后渗漏。
3.1 考虑螺栓的强度
一般规定拧紧后的螺纹联接件预紧应力不得大于其材料屈服点σs的80%。对于一般联接用钢制螺栓, 推荐用预紧力限值如下:
碳素钢螺栓 F0=（0.6-0.7）σsAs
合金钢螺栓 F0=（0.5-0.6）σsAs
式中:σs—螺栓材料的屈服点, Mpa;
As—螺栓公称应力截面积, mm2;
当使用力矩扳手正规测定拧紧力矩时, 一般取预紧系数Q=1.4, 则力矩扳手所需指示值应为:
这种单纯考虑螺栓强度的拧紧力矩计算方法是具有一定的局限性的, 但是在不存在密封要求, 并且被联接件强度足够高的工况下, 是可以作为实际拧紧力矩来使用的, 特别的在地脚螺栓的拧紧处理上应用较为普遍, 同时也是合适的。
3.2 考虑螺纹的强度
恰当的拧紧力矩需要保证螺纹得以旋紧而不致使螺纹或螺母有所损害。
这就要求旋紧扭矩必然介于旋入扭矩及极限扭矩之间, 有很多因素会影响到旋转扭矩及极限扭矩, 比较重要的因素有螺纹的型式、尺寸、螺母成份及硬度、厚度等等。
但是, 标准的螺栓与螺母的螺纹牙及其他各部分尺寸是根据等强度原则及使用经验进行规定的。
采用标准件时, 这些部分并不需要进行强度计算, 但是当非标准件之间的配合使用, 或者进行了材料的改变后, 还是需要进一步计算螺纹的强度以确定极限拧紧力矩, 这种螺纹强度的计算方法可参考相关手册查到。
3.3 考虑法兰 (或其他被联接件) 的强度
在用螺栓联接法兰件 (或其他连接件) 时, 被联接件的强度也是需要考虑的一个重要因素, 以法兰为例。
法兰联接结构是一个组合件, 一般是由一对法兰, 若干螺栓、螺母和一个垫片所组成。法兰的强度计算无论在GB150或者ASME等各规范中都有详细的介绍, 本文就不详细描述了。
在实际应用中, 压力容器由于联接件或被联接件的强度破坏所引起法兰密封失效是很少见的, 较多的是因为密封不好而泄漏, 也就是垫片首先出现问题。
3.4 考虑垫片的密封性能
在很多情况下, 特别是采用垫片进行螺栓密封的连接中, 由于螺栓的较高强度, 对如何确定预紧力来说, 更多的考虑往往在于垫片的特性要求。
垫片所需要的压紧力分为预紧状态下和操作状态下, 两者分别计算如下:
式中:
DG—垫片压紧力作用中心圆直径;
y, m—垫片的比压力和垫片系数;
b—垫片的有效密封宽度;
pc—计算压力;
此时, 螺栓在预紧状态和操作状态下需要的最小螺栓载荷 (即螺栓预紧力) 计算如下:
当然, 这个预紧力是螺栓所需要的最小预紧力, 由此计算出来的拧紧力矩也是最小拧紧力矩, 在合适的大小范围内, 拧紧力矩应取较大的值, 因此, 根据最基本的密封要求, 得到了螺栓的最小拧紧力矩。
同时, 垫片在螺栓预紧时承受过大的压紧力时, 有可能被压缩成塑性变形而失去回弹能力, 当法兰密封面在介质压力作用下产生分离时, 垫片不能产生回弹去“贴紧”密封面, 使其不能保持足够的接触力 (即垫片压紧力) 而引起泄漏。
因此, 垫片在预紧时, 既要压紧以使其单位有效密封面积上的压紧力不小于y值 (即垫片的比压力) , 又不能使其压紧力过大以防止被压成塑性变形。
对于平面密封的情况, 为防止垫片被压成塑性变形应控制垫片预紧压紧力不大于4y。垫片在预紧时, 如果单位有效密封面积上的压紧力小于y, 会使“泄漏通道”不能消除, 而达不到预密封要求;相反, 当垫片预紧力过大 (>4y) 时, 由于垫片失去弹性, 会使垫片在内压作用时产生泄漏。即得到了最大的螺栓预紧力Wm, 如下所示:
3.5 拧紧力矩的确定
合适的拧紧力矩对螺栓联接来说是非常重要的。确定拧紧力矩的第一步就是一计算出一个合适的预紧力F, 经过以上的分析, 可以确定F的合适的范围是F1~Min (F2, F3, F4, F5) 。
其中, F1—垫片保证密封的最小压紧力;
F2—使垫片或者垫圈破坏的压紧力;
F3—使螺纹破坏的压紧力;
F4—螺栓的许用最大预紧力;
F5—使法兰或者其他压紧面破坏的拉力。
在考虑采用标准紧固件, 且忽视法兰失效这种极端情况下, 可以认为承压容器的密封螺栓联接中, 预紧力的大小应该在F1~Min (F2, F4) 。
一般来说, 拧紧力矩应该在合适范围内取大值, 因为螺栓的轴向力越大, 它的抗松动性能和抗疲劳性能就越好, 同时也能更高地利用螺栓的效能, 因此最合适的预紧力应为Min (F2, F4) 。
也就是说, 在预紧力的计算过程中, 主要考虑垫片最大所能成承受的压紧力, 同时计算螺栓的最大许用压紧力, 两者取小值。
4、结束语
目前在很多文献, 甚至标准规范中, 对拧紧力矩的计算往往只是考虑其中一种或者两种情况, 没有从计算最小和最大的拧紧力矩出发, 全面的考虑各种不同工况下, 螺栓拧紧力矩的计算方法。
本文通过讨论得到了一种较为全面的关于螺栓拧紧力矩的理论计算方法, 具有一定的参考意义。值得注意的是, 为了得到最合适螺栓拧紧力矩, 理论计算还是存在较大的缺陷和误差的, 有条件的情况下, 通过实验往往能得到更为准确的数值。
作者：张振华 应秉斌 矫明
来源：上海核工程研究设计院