奇瑞汽車螺栓設計與擰緊方案標準
螺栓頭部倒角c2是什麼意思
螺絲君研究院
該標準適用於發動機高強度螺栓的選擇、擰緊方案的確定、以及擰緊方案的試驗驗證原理。
該標準主要講解如何選擇高強度螺栓，以及選定螺栓後如何確定擰緊方案。確保螺栓預緊後，產生的軸力滿足設計要求。
利用現有試驗條件驗證擰緊方案；同時對於供應商的選擇方法給出建議；並講解如何測量摩擦係數。
高強度螺栓的定義和級別
螺栓的效能等級含義是國際的通用標準。螺栓的效能等級標號由兩部分數字組成，分別表示螺栓材料的抗拉強度和屈服強度比值。
一般用“X*Y”表示強度等級。其中X*100表示螺栓材料的抗拉強度值，（Y/10）*X*100表示螺栓材料的屈服強度值。
連線用的螺栓效能等級分別為：3。6、4。6、4。8、5。6、5。8、6。8、8。8、9。8、10。9、12。9等，其中8。8級以上的螺栓通稱為高強度螺栓。
表一 高強度螺栓效能引數（參見ISO898-1、GB3098。1-2000）
高強度螺栓的受力分析
抗拉強度和屈服強度在DIN EN 20989-1 、ISO898-1以及GB3098。1規定了最小值，未定義最大值。我司各高強度螺栓對於抗拉強度和屈服強度上限值的定義五花八門。
大眾公司根據經驗將上限值定義為在下限值的基礎上增加150N。mm。對於主機廠來說，要求供應商抗拉強度和屈服強度上下限範圍越小越好；但相應的成本也會增加。建議我司高強度螺栓效能引數參考大眾的標準執行。
發動機使用的高強度螺栓按照受力情況的不同可以分為兩類（不考慮非正常情況的衝擊載荷）：
螺栓只受靜載荷力（即：只受預緊載荷）。例如：飛輪螺栓、扭轉減震器螺栓等。
在發動機執行時螺栓除了受靜載荷力（即：受預緊載荷）；同時還受動載荷（即：受靜載荷+動載荷）。例如：連桿螺栓、缸蓋螺栓、主軸蓋螺栓等。
兩類螺栓的受力簡圖（以連桿螺栓和扭轉減震器螺栓為例子）：
圖一 扭轉減震器螺栓受力圖示（靜載）
圖二 連桿螺栓受力圖示（靜載+動載）
圖一:符號解釋
P：靜載荷（預緊載荷）；P0：最小夾緊載荷（分離力）；λ1：靜載荷（預緊載荷）導致螺栓伸長量；
λ2：連線件1的壓縮量；λ3：連線件2的壓縮量；λ4：連線件3的壓縮量；oa：螺栓的剛度（C1）；
ab：連線件1的剛度（C2）；bc：連線件2剛度C3； cd：連線件3剛度C4。
圖二:符號解釋
P1：軸瓦的張力；P：靜載荷（預緊載荷）；Pj：動載荷；P0：最小夾緊載荷（分離力）；Px= C1/（C1+C2）*Pj
λ1：克服軸瓦張力螺栓伸長量；λ1+λ2：靜載荷（預緊載荷）導致螺栓伸長量；λ4：連桿壓縮量；
λ3：螺栓克服動載繼續伸長量/連桿解除安裝恢復伸長量；oa：螺栓的剛度（C1）；ab：連桿的剛度（C2）；bc：連桿瓦剛度C3。
高強度螺栓預緊載荷計算
高強度螺栓預緊載荷和其使用的受力情況有很大關係。AVL對F4J16發動機使用的高強度螺栓進行了計算和校核；而且給出計算結果的判定標準。按照F4J16連桿螺栓檢核方法對單個連桿螺栓在工作時所需要最小預緊載荷的計算方法整理成計算表格。見表格《連桿螺栓校核》。
《連桿螺栓校核》表格在最好計算和判斷時可以按照一下兩種方法：
直接按照AVL的最小安全係數計算出單個連桿螺栓的最小預計載荷。
根據經驗先選擇某個等級的螺栓，輸入這個等級的單個螺栓在最小的屈服極限下能提供多大的載荷值，判斷安全係數是否符合AVL標準。
其餘高強度螺栓可以參照AVL計算螺栓的方法制做成類似於連桿螺栓這樣的表格或者計算規範。
三種預緊工藝的原理
螺栓聯接是用螺紋緊韌體把兩個或更多的被聯接件加緊在一起，以便抵抗各種外載荷，而被聯接件不分離，不滑移，或者結合面不洩漏。在施加外載荷之前，需要擰緊螺紋緊韌體，以夾緊被聯接件。
稱擰緊螺紋緊韌體為預緊，稱該力為預緊力。實際經驗表明預緊所施加的扭矩僅僅5%~10%轉化有用的預緊力。
圖三：預計施加的扭矩分解圖
經驗引數的實際理論計算見表格《螺栓擰緊力矩分解》，《彈性範圍螺栓軸力與力矩表格》。表格的計算意義：
明確擰緊力矩分配關係。
解決部分由於擰緊產生的密封的密封壓力問題（噴嘴密封面壓力多少的問題）。
目前使用的螺栓預緊工藝由：
力矩擰緊控制法，
扭矩-轉角控制法，
屈服點控制法，
落座點-轉角控制法，
其他方法。
本標準只介紹前三種的擰緊工藝的原理。
4.1、力矩擰緊控制法
適用範圍：彈性擰緊、非關鍵部位螺栓連線
圖四：預計力矩和預緊力關係
評價擰緊工藝的引數：計算見表格《力矩擰緊工藝裝配表格》
裝配係數αA =FMmax/FMmin=1。64 （經驗係數 1。4-1。8） （M8*1 /10。9 為例）
預緊力散差δFM= FMmax- FMmin=11。64kN （M8*1 /10。9 為例）
力矩擰緊工藝最終軸力的大小是由於螺栓摩擦係數導致。所以要嚴格控制連線件摩擦副的摩擦係數，以保證擰緊最終軸力的散差。
力矩擰緊工藝優點：
理論上螺栓可以多次使用
操作簡單，成本低
扭矩容易測量和控制
扭矩事後容易複檢
力矩擰緊工藝缺點：
受摩擦係數影響大
螺栓材料利用率低
4.2、扭矩-轉角控制法
適用範圍：關鍵零部件的預緊，汽車工業標準工藝之一。
圖五：緊固轉角和預緊力矩關係
評價擰緊工藝的引數：計算見表格《力矩擰緊工藝裝配表格》
T1 +/- T′ +/- T′ 轉化為轉角公差 +/-5° 軸力 +/- 2。7kN （M8*1 /10。9 為例）
Ѳ2 +/-Ѳ′ +/-Ѳ′ 轉角公差 +/-5° 軸力 +/- 2。79kN （M8*1 /10。9 為例）
裝配係數 αA =FMmax/ FMmin= 1。26 （經驗係數 1。2-1。4） （M8*1 /10。9 為例）
預緊力散差δFM= FMmax- FMmin=11kN （M8*1 /10。9 為例）
當T=15時， Ѳ′′=6°；當T=20時，Ѳ′′=8°。
力矩+轉角的最終軸力的大小是由：
螺栓摩擦係數導致（第一步擰緊）
擰緊裝置的精度公差。
所也要控制連線件摩擦副的摩擦係數，同時控制螺栓的擰緊精度，以保證擰緊最終軸力的散差。（摩擦係數解決方案：歐洲大眾：摩擦係數穩定劑，日本採用落點法擰緊）
力矩+轉角擰緊工藝優點：
能較準確的控制預緊力
螺栓材料被完全利用
連線件的抗疲勞效能好
力矩+轉角擰緊工藝缺點：
操作較複雜成本高
對擰緊工具要求高
螺栓重複使用受限制
不能對擰緊結果進行復
4.3、屈服點控制法
適用範圍：理論上是完美擰緊，重要關鍵零部件的緊固。
圖六：緊固轉角和預緊力矩關係
屈服點擰緊發的目標值為控制扭矩斜率（dT/dѲ），並在最大扭矩斜率（dT/dѲ，max）的1/2~1/3之間選擇。由於緊固時，應同時測量緊固扭矩以及緊固轉角，特別是需要對斜率進行對比計算。
所以應使用帶有電器計量器、微型電腦等計算裝置的工具（目前371裝配線有此監控裝置）。屈服點擰緊的裝配係數的經驗值為1。2~1。4。
屈服點擰緊工藝優點：
理論上能準確控制預緊力
螺栓材料被完全利用
連線件的抗疲勞效能好
理論上螺栓重複使用不受限制
屈服點擰緊工藝缺點：
操作較複雜成本高
需要昂貴的測試平臺
不能對擰緊結果進行復檢
4.4、其他擰緊方法
落座點+轉角法、伸長測量法、手動擰緊法等。
其中較常用的為以上三種測量方法。在這三種方法裡扭矩+轉角法，對軸力的控制精度相對較高，而且相對交易操作。在汽車工業中應用廣泛。本標準按照扭矩+轉角控制高強度螺栓的軸力。
高強度螺栓預緊方案確定
在高強度螺栓預緊載荷計算一節對於螺栓的最小軸力進行了計算；此節給高強度螺栓的選擇以及擰緊擰緊方法選擇提供了邊界條件（最小軸力）。
本節主要以AVL《高強度螺栓計算報告》例子講解如何選擇高強度螺栓已經如何確定力矩+轉角。本節的做螺栓選擇和預緊方案確定時直接按照講解操作即可。如需瞭解其中原理可以參看原理公式。
5.1、螺栓直徑、強度選擇（表格第一部分）
在表格《高強度螺栓計算報告》第一部分綠色區域輸入以下引數：螺栓直徑、螺距、強度等級（屈服強度）、摩擦係數。第一部分深黃色區域即輸出屈服時螺栓可以提供多大的預緊力。
將此預緊力下限值與第五節螺栓提供的最小軸力的邊界對比，看是否滿足要求。如不滿足要求合理調整以上引數。表格屈服預緊力的計算原理公式見：
其中：μG：螺紋摩擦係數根據供應商的能力合理給供應商提出要求，α：螺紋牙型角，細牙螺紋 60° ，P、d2、d3 根據螺紋名義直徑查表或者計算。Ao（表格裡的As）螺栓有效截面積。 ф：螺紋升程角，ρ′：螺紋牙型角餘角
5.2、連線件的剛度、螺栓法蘭面內徑、螺栓法蘭面外徑、螺栓長度、螺栓未齧合的長度（表格第二部分）
連線件的剛度（輸入值）按照表格《連線件剛度計算》手算連線件的剛度。多個連線件的剛度按照串聯計算剛度。串聯公式見：
C=（E*A）/L 1/C=1/C1+1/C2+1/C3
C 連線件的剛度 、E連線件的彈性模量 、A連線件的橫截面積 、L 連線件長度。
螺栓的剛度按照《連線件剛度計算》計算，部分連線件的剛度在手算時可以簡化為圓柱體，精確計算需要CAE分析。
螺栓法蘭面內徑、螺栓法蘭面外徑、（輸入值）輸入螺栓法蘭面內/外徑的同時在表格第一部分黃色區域輸出連線件支撐面的應力值。需要保證連線件支撐面最大應力值小於連線件的屈服應力（小於多少是否有量化的100%）。計算原理公式見：
F /As =δ ＜ δ0
F：螺栓屈服預緊時提供的最大軸力，As：支撐面的有效接觸面積 ， δ0：連線件屈服應力。
螺栓長度、螺栓未齧合的長度（輸入值）螺栓長度與螺紋未齧合的長度對第三部分淺黃色區域活塞塑性伸長量的百分比有很大關係。
5.3、第一步預緊力矩 T、第二步預緊轉角θ（表格第三部分）
第一步預緊力矩T、第二步預緊轉角θ（輸入值）AVL在第三部分深色區域按照AVL的標準給出建議值。
第一步預緊力矩T， AVL標準為屈服軸力（力矩）的30%~50%，浩明的標準為20%~45%，由第六節扭矩+轉角控制工藝講解可知：第一步預緊力矩越大，在摩擦係數散差的影響下造成的最終預緊軸力散差越大。
建議我司按照浩明標準執行20%~45%。如有動態扭矩轉角曲線簇綜合選取越接近轉折點扭矩，最終預緊軸力的散差就越小。由於第一步預緊力矩的公差值 +/- T′對於最終預緊力矩產生很大散差，綜合與工藝討論確定越小越好。
第二步預緊轉角θ，在第一步基礎上輸入轉角值θ+/-θ′，使螺栓的塑性伸長百分比與標準值接近。
根據輸入的預緊方案（表格的第三部分第一步 +/- T′T，第二步θ+/-θ′），預緊螺栓的強度（表格第一部分），未齧合的螺栓長度（表格第二部分），輸出螺栓塑性變形比例。AVL的塑性伸長百分比的標準為0。2%~0。6%（長螺栓）。
Kamax的標準為0。2%~0。8%（長螺栓）。建議我司按照對於預緊≥兩次的螺栓參考AVL標準（0。2%~0。6）（具體原因在下節螺栓預計次數一節講解）。對於預緊一次的螺栓建議參考Kmax標準（0。2~0。8）。
具體原理公式：（工程計算上認為彈性極限與0。2%屈服點兩點重合）由以下公式計算出在不同摩擦係數，不同屈服強度下的螺栓提供的軸力範圍。
由以下公式可以得出螺栓在彈性極限（0。2%屈服點）時的預緊力矩。
由以下公式可以計算出第一步擰緊螺栓產生變形量。
T/Ft=T0/F0 δL1=Ft/Ctotal （Ctotal=1/（1/C1+1/C2））
由以下公式可以計算出第二步擰緊螺栓產生變形量。
δL2=Ѳ/360°*P
由以下公式計算塑性變形量。
δL3=Fδ0。2/Ctotal δL=δL1+δL2-δL3
由以下公式計算塑性伸長率。
X%=δL/L′ L′（螺栓未齧合的長度）
另在第二步預緊轉角θ時對於短螺栓的塑性伸長率AVL的標準為2%
如何確定螺栓是否屈服
由於螺栓在預緊時不僅受到軸向的拉力同時受到剪下力。其材料變形曲線沒有明顯的屈服點。IS016047中確定螺栓的屈服標準為dT/dѲ=1/2（dT/dѲ ，max）。按照此標準判斷需要專用的擰緊測試裝置。
工程上另外一種確定屈服的方法是δ0。2（即塑性變形量為可用於伸長量的2%）。按照此標準需要在實際中測試螺栓的塑性伸長量，具體測量方法參見《高強度螺栓擰緊試驗方法》。
螺栓的使用次數確
定由本標準第六節可知，力矩預緊法可以無限次預緊（因為始終位於彈性區域）；屈服點控制法可以無限次預緊（理論上每次都能準確控制位於屈服區域）；力矩+轉角預緊法是否能從理論上計算出預緊使用次數？下文將展開討論。
7.1、對於棒材試驗拉伸曲線討論
圖七：棒材拉伸曲線
從棒材第一次拉伸和第二次拉伸曲線可以得出：
第一次拉伸屈服塑性變形量為0。2％，屈服拉力F0。
第二次拉伸時，當拉力≤F0時棒材的塑性變形量始終為0。2%；當拉力＞F0時，棒材的塑性變形量才會進一步增加。
7.2、對於螺栓預緊曲線討論
圖八：螺栓預緊曲線
由棒材塑性變形量分析可類推出只有螺栓第二次的預緊力F′＞F0第一次預緊力。螺栓的塑性變形量才會進一步增加。影響一個螺栓第二次預緊軸力的變數都有那些？（1、預緊方案，2、摩擦係數）預緊方案理論上只有公差產生的影響（理論上可以控制）；
摩擦係數（螺栓二次預緊）無法評估；但如果摩擦係數不超過表格理論輸入值，螺栓的塑型變形量永遠不超過理論計算的變形量的範圍。
由於實際生產過程的很多影響因素無法控制而且多次預緊後螺栓的螺紋會發生損傷；所以對於螺栓擰緊次數的確定建議參照《高強度螺栓擰緊試驗方法》在實際生產中統計確定。
如何測定摩擦係數
摩擦係數的標準測定方法，在ISO16047、大眾VW01111、豐田TSB0500G中都講解，其中豐田的豐田TSB0500G在ISO16047的基礎上講解的最為細緻（規定了各項檢測必要條件，以及抽樣件數）。
建議我司轉化豐田的標準為自己的標準。此標準對於工程師在稽核供應商時有很大的幫助。
如何選擇供應商
從以上幾節說明影響螺栓最終擰緊軸力的主要有1）材料效能。2）摩擦係數。
9.1、材料效能
對於供應商的材料要求提供批次材料的效能的統計值，看是否滿足圖紙要求的 1/1。33*（δmax-δmin）
9.2、摩擦係數
對於摩擦係數要求提供按照標準檢測摩擦係數引數至少100組。按照統計學分析其摩擦係數控制情況由於實際測量時會出現粗大誤差，在用表格處理時無法準確剔除這種粗大誤差。建議使用Minitab軟體在處理資料時會根據統計規律便於剔除粗大誤差。
下圖舉例說明：如圖紙要求摩擦係數0。08~0。18。按照 +/-3δ供應商應該內控在0。10~0。16。假如採集150組摩擦係數測量值分析。
圖九：摩擦係數落在目標區域內
圖十：摩擦係數控制不穩定
