QpI"Qpa）未受預緊力力QpI"Qpa）未受預緊力力b）已受預緊力c）已受模擬試驗載荷一、 螺紋聯接副受力分析圖la）、b）、c）示出了螺栓的三種線彈性受力狀態。Q和入是預緊力及時應的PbQp圖1螺栓三種受力狀況^Tm圖2螺栓與墊板受力與變形協調關系螺栓變形伸長量，入為Q下的墊板壓縮量，F為MTS軸向試驗載荷。當施加F后，螺mP栓的受力從原來的Q增至Q，對應的變形增量為△入，于是螺栓受拉時，原來被壓縮的P墊板，因螺栓伸長而被放松，其壓縮變形量也隨之減小到入’，此時墊板壓縮力由Q減至mPQ'，Q'為殘余預緊力。根據材料力學的變形協調條件，墊板壓縮變形的減小量* -入’PPmm應等于△入，因而在殘余預緊力Q，下墊板的壓縮總量入’=入-△入。顯然螺栓的受力PmmQ=Q'+F。P為直觀地表達上述分析，圖2以幾何方式示出了螺栓與墊板的受力和變形協調關系。螺栓拉伸變形由坐標原點0向右量起，墊板壓縮變形由坐標原點0向左量起。螺栓剛度bmC=tg0，墊板剛度C=tg0。由圖可見下面四個等式成立：bbmmQ/*=C （1）PbbTOC\o"1-5"\h\zQ/入=C (2)PmmQ=Q'+(F-△F) (3)PPC△F=bF (4)C+C

bm將(4)式代入(3)式可得螺栓的預緊力為：CQ=Q'+mF (5)PPC+Cbm由圖可知Q=Q+△F，再由(4)式可得螺栓總拉力為：PCQ=Q+bF (6)PC+CbmC上式中 b一稱為螺栓的相對剛度。C+Cbm4討論應力幅是影響預緊螺栓聯接副疲勞性能的主要因素之一，試驗結果表明，受軸向模擬載荷的預緊螺栓聯接副，在最小應力不變的條件下，應力幅越小，則聯接副越不易發生疲勞破壞。當聯接副所受的試驗載荷在0?F之間變化時，則螺栓的總拉力將在Q?Q之P間變化。由(6)式可知，在保持預緊力Q不變的條件下，減小螺栓剛度Cb或增大墊板剛度C均可達到減小總拉力Q的變化范圍的目的。另外，試驗結果表明，適當選用較大m的預緊力對螺栓聯接副疲勞性能是有利的。由(5)式可知，當Q較大時，可以保證聯接P副有足夠的殘余預緊力Q'。P圖3、圖4及圖5分別示出了單獨降低螺栓剛度C，單獨增大墊板剛度C及同時降圖4增大被連接件的剛度(Cm2圖4增大被連接件的剛度(Cm2>Cm1，即0m2〉0m1)圖4增大被聯接件的剛度(C>C，即0>0)m2ml m2 ml1^^■■IPQF2@2PQ亠幅，特別是圖5措施下可使應力幅有較大的減小，從而可以提高預緊螺栓聯接副抗疲勞破壞的能力。筆者的試驗研究結果也證實了上述結論。由以上螺栓聯接副的受力和變形協調關系分析可知：預緊螺栓聯接副承受軸向疲勞載荷時，螺栓總拉力Q等于殘余預緊力Q，與試驗機模擬的軸向力F之和。即Q=Q，+F。PP為工程中合理、安全使用預緊螺栓聯接副提供了條件。預緊螺栓聯接副服役過程，需要保證足夠的殘余預緊力，一旦該預緊力為零，聯接件間將出現縫隙，此時Q=F，即螺栓拉力等于外載荷，聯接副處于危險狀態。高應力區的試驗結果表明：當試驗機模擬的外載荷大于螺栓靜強度的70%，殘余預緊力為零時，預緊螺栓聯接副在104周次數量級即失效破壞。可見，保證足夠的殘余預緊力是預緊螺栓聯接副服役過程不發生失效破壞的必要條件。5結論（1） 預緊螺栓在軸向疲勞過程中，承受的總拉力并不是預緊力和試驗機模擬的軸向力之和，而是殘余預緊力與試驗機施加的軸向力之和。（2） 增大墊板剛度，降低螺栓剛度，同時適當增加預緊力，能減小預緊螺栓軸向疲勞過程的應力幅，從而提高預緊螺栓聯接副抗疲勞破壞的能力。（3） 保證足夠的殘余預緊力是預緊螺栓聯接副服役過程不發生失效破壞的必要條件二、 螺紋聯接與擰緊力矩的關系在受拉螺紋聯接中，由CF0=Fj+ 1F ⑴0C+C式中

F0——螺栓的總拉力； Fj——螺栓預緊力；0F——工作載荷； q——螺栓剛度；C2——被聯接件的剛度C知螺栓總拉力（F0）等于預緊力（Fj）加上部分工作載荷（亠F），當工作載荷在0 C+C120與F之間變化時，螺栓所受拉力在預緊力Fj與總拉力F0之間變化，螺栓的拉力幅變為0F—F6=oj。所以，在聯接件剛度及工作載荷一定的情況下，螺栓承受的預緊力Fj直接2影響著螺栓的應力幅，從而影響螺栓的疲勞強度和聯接質量。因此，在螺栓的工作場合一定的情況下，準確地控制預緊力Fj并保持其不減退是很重要的，而預緊力Fj與螺栓的擰緊力矩有著直接的關系：T=T+T121d 2uD3—d3^tg(9+p)+—x—1 ]Fd=2d v3dD2—d2j10(2)耳——螺紋副力矩；Fj(2)耳——螺紋副力矩；Fj——預緊力；d——螺栓直徑；p——當量摩擦角;v式中，T——擰緊力矩；t2——螺母承壓面摩擦力矩；d2——螺紋中徑；do——被聯接件螺栓孔直徑；9——螺紋中徑升角；u——螺母與被聯接件承壓面摩擦系數;D1D1——螺母內切圓直徑;Kt——擰緊力矩系數因此，保證螺紋聯接的可靠性，實際上也就是保證螺栓預緊力（Fj）的精確性、可靠性。三、 擰緊過程控制方法扭矩法扭矩法是較常見的一種控制方法，即擰緊螺栓至設定的扭矩后，擰緊控制機構停止動作（參見圖1）。通過式（2）可以計算出預緊力的大小，式中的Kt對于同類的螺紋聯接可以認為是一個常數。影響扭矩法精度的最大因素不是控制系統本身的精度，現代的電動馬達驅動并集成有動態扭矩檢測傳感器的控制系統其精度可達±1%。影響扭矩法精度的因素主要是由于螺栓的材質、加工精度、潤滑狀態、擰緊速度等的不同，從而影響螺紋表面之間、螺母承壓面等各個螺紋聯接處的摩擦系數的變化。由于90%以上的扭矩是用來克服摩擦力的，因此摩擦系數的變化對預緊力有著直接的影響。在生產過程中，預緊力的離散值往往可以達到±20?土30%，這就意味著在一組螺紋聯接中，最緊處聯接的預緊力可能是最松處的2倍甚至更多。為了保證一定的預緊力，在用扭矩法控制的螺紋聯接中往往采用較高的設計余量，以此彌補扭矩控制帶來的偏差。扭矩控制法的優點是較為簡便，而且扭矩容易復驗。所以目前大多數非關鍵部位的螺紋聯接仍使用扭矩法。扭矩/轉角控制法在扭矩/轉角控制法中，把角度作為計算預緊力的變量。先將螺栓擰緊至一相對較小的起始扭矩，再轉過設定的扭矩后，擰緊機構停止動作（參見圖2）。

圖2圖2扭矩/轉角控制法由于轉角的控制受摩擦系數影響較小，從而減小了預緊力的離散。螺母轉角與螺栓預緊力的關系如下：F11e=360X—hx( + )PCC12式中，Fj——螺栓預緊力;CFj——螺栓預緊力;C]——螺栓剛度；p――螺栓螺距；c2——被聯接件的剛度。應用轉角法，螺栓的負荷可以在它的彈性變形范圍內，也可以超過彈性變形范圍進入塑性變形范圍。如果螺栓要進入塑性變形范圍，一定要進行嚴格的試驗或檢測，如先對相同螺栓的伸長量進行測量，或繪制擰緊曲線。扭矩/轉角控制法的優點是可以得到比較高的預緊力且預緊力的離散度較小。但是需要做大量的實驗和分析工作，而且幾乎無法復驗，如果用扭力扳手來復驗的話，預緊力可能會超過原先的設定值。屈服點控制法屈服點控制法是目前應用越來越多的一種控制方法。擰緊系統先將螺栓擰緊至一起始力矩，從這一點開始，系統不斷計算擰緊過程中扭矩/轉角曲線的斜率，當斜率突然有明顯的下降時，說明屈服點已經達到，控制系統停止動作（參見圖3）。圖3屈服點控制法與進入塑性變形區的轉角法相比，屈服點法中的聯接件只是剛剛進入塑性變形區。但是屈服點法同樣要進行嚴格的試驗或檢測，以防螺栓和螺紋損壞。在屈服點控制法中，預緊力的大小主要取決于緊固件的屈服強度，因此能夠得到較大的預緊力，預緊力的離散度也較小。而且預緊力不受摩擦系數變化的影響。但是屈服點控制法要求對零件表面進行嚴格的處理，任何打滑和阻滯現象都會使扭矩/轉角曲線偏離正常的范圍從而使控制系統發出錯誤警告。屈服點法利用了材料從彈性變形區向塑性變形區過渡時的特性，這一過渡點，我們通常視之為拉長極限，如果設計正確的話，螺栓是沒有斷裂的可能的。實驗證明，一個氣缸蓋螺釘，從屈服點到斷裂點大約還要擰緊700°?900°。主要原因是當螺釘到達屈服點時受到的是扭轉應力和拉應力的復合力，而外負荷一般只是拉應力，而且螺釘在到達屈服點后一定的范圍內仍能承受一附加的力，其特性仍表現的象在彈性變形范圍內。各種螺栓擰緊控制方法都有他們各自的優缺點，我們只在此作一簡單的陳述，具體使用那種控制方法就要視螺紋聯接的種類、實際用途和重要性而定了。四、 擰緊過程監測方法擰緊過程監測是為了及時有效地區分出不合格的工件，從而保證聯接的質量。監測的方式一般有兩大類，一是對最終結果進行檢測和分析，判斷其是否處于規定的偏差范圍；二是對整個擰緊過程進行檢測和分析，以判斷擰緊曲線是否正常。4.1最終扭矩監測這種監測方法只對擰緊的最終扭矩作出判斷是否在給定的公差范圍內（參見圖4）。這種監測方法除了對螺紋擰緊的質量進行監測外，還能檢驗擰緊系統的輸出功率和輸出的

重復精度。圖4最終扭矩監測4.2最終扭矩/轉角監測該監測方法不僅要求在擰緊過程結束時扭矩值必須在一定的偏差范圍內，而且要求轉角值也要處于一定的偏差范圍內才算合格（參見圖5）。圖5最終扭矩/轉角監測

扭矩速率監測法在螺栓擰緊的過程中，每當螺栓旋轉一定的角度后（或增加一定的扭矩后），系統監測其扭矩增加值（或轉角增加值）。這種監測在整個擰緊過程中要進行好幾次，以確保擰緊曲線的斜率不偏離正常的范圍（參見圖6）。圖6扭矩速率監測偏差監測法系統在整個擰緊過程中不斷地監測螺栓轉過每一度時扭矩的增加值，以確保扭矩/角度擰緊曲線的線形在正常的偏差范圍內（參見圖7）。圖7偏差監測

以上幾種監測方法有各自的特點，即可單獨使用，也可以綜合使用。比如在擰緊的開始過程中使用偏差監測法，以保證擰緊曲線的線形，然后采用扭矩速率監測法，以監測擰緊曲線的斜率，最后用扭矩轉角法來監測擰緊終點是否處于合適的位置。另外，不同的控制方法要選擇合適的監測方法，比如用扭矩法時，最終扭矩監測所反映的信息大部分是關于控制系統的精度的，而扭矩/角度監測則能更多地反映出聯接質量的信息。五、 摩擦性能及摩擦性能試驗1、螺栓擰緊過程中的摩擦與扭矩消耗螺栓的擰緊過程是一個克服摩擦的過程，在這一過程中存在螺紋副的摩擦及端面摩擦。通常情況下，裝配扭矩的約90%都由于螺紋副摩擦及端面摩擦消耗掉了，只有約10%轉化為螺栓軸向夾緊力。理論上，螺栓擰緊過程中擰緊扭矩T、螺栓軸向力F與摩擦系數及螺紋形狀尺寸之間有（1）式關系［1］：+tgBcosa' ,+tgBcosa' ,+dp,WwP1-比tg卩cosa，dp-pcosa；+%tg卩+d(1)式中，卩為螺紋副摩擦系數；卩為端面摩擦系數；d為螺栓有效直徑，粗牙螺紋du0.906d,swpp2d3-d3細牙螺紋d?0.928d；d為端面摩擦圓等效直徑，d=ui7.3d；d、d分別為摩擦圓pww3d2-d2uiui的外徑及內徑；d為螺紋公稱直徑；卩為螺紋升角，粗牙螺紋卩h2。50',細牙螺紋卩€。10'；a為垂直截面內的螺紋牙形半角，約為29。58'。（1）式右側第1、2、3項可分別理解為螺紋副摩擦消耗的扭矩、螺栓伸長（產生軸向預緊力）消耗的扭矩以及端面摩擦消耗的扭矩。若取卩=p=0.15，則可求得粗牙螺紋與細牙螺sw紋中各部分的扭矩消耗如表1。表1螺栓擰緊過程中的扭矩消耗（理論計算）總扭矩端面摩擦螺紋摩擦螺栓伸長粗牙螺紋100%49.1%39.5%11.4%細牙螺紋100%49.9%41.1%9.0%當然，由于摩擦條件（摩擦系數、幾何尺寸等）的不同，螺栓擰緊過程中的扭矩消耗比例會有所區別，如對于鑲有尼龍襯墊或具有異形螺紋的緊固件，在擰緊（或松開）時還

會消耗一定的自鎖扭矩（PrevailingTorque）。某8.8級M10普通粗牙螺栓（卩=0.11,卩".sw16）在采用普通螺母和具有自鎖扭矩的異形螺母時，其擰緊扭矩的消耗比例［2］如表2。表2某螺栓檸緊過程中的扭矩消耗總扭矩自鎖扭矩端面摩擦螺紋摩擦螺栓伸長普通螺母53Nm057%30%13%異形螺母55Nm19%46%24%10%2、摩擦系數與扭矩系數摩擦系數p是通常意義上的物理概念，是摩擦力與正壓力的比值。在螺紋聯接中，摩擦可分為螺紋副摩擦及端面摩擦兩部分，這兩部分摩擦條件往往不盡相同，因而存在螺紋副摩擦系數p及端面摩擦系數p。摩擦系數根據材質、表面狀況及潤滑條件的不同而不sw同。一般鋼材結合面的平均摩擦系數［3］如表3，常見螺紋聯接副的摩擦系數［1］見表4。扭矩系數K是宏觀上直接反映螺栓擰緊過程中的扭矩與軸向夾緊力之間關系的經驗系數，由（2）式給出。(2)T=K-d-F(2)式中，T為擰緊扭矩（Nm）；d為螺紋公稱直徑（mm）；F為螺栓軸向夾緊力（kN）。表3 —般殳鋼材結合面的平均摩擦系數表面處理摩擦系數表面處理摩擦系數未加工（有氧化皮）0.32熱鍍鋅0.19精加工表面0.13冷鍍鋅0.30粗磨光表面0.28鍍鋅后噴沙0.34噴丸處理0.49涂紅丹漆0.07噴丸處理后時效0.53涂覆聚乙烯0.28噴沙處理0.47涂防銹漆0.60噴沙后涂亞麻子油0.26涂覆鋁粉0.15噴涂金屬0.48涂潤滑油0.08表4常見螺紋聯接副的摩擦系數表面狀態潤滑狀態螺栓螺母無潤滑潤滑油MoS2潤滑脂錳磷酸鹽無處理0.14-0.180.14-0.150.10-0.11無處理0.14-0.180.14-0.170.10-0.12鋅磷酸鹽0.14-0.210.14-0.170.10-0.12鍍鋅（約厚8u）0.125-0.180.125-0.17/鍍鎘（約厚8口）0.08-0.120.08-0.11/鍍鋅（約厚8口）鍍鋅（約厚8口）0.125-0.170.14-0.19/鍍鎘（約厚7u）鍍鎘（約厚7u）0.08-0.120.10-0.15/

對比(1)、(2)式可知，扭矩系數是由摩擦系數和螺紋形狀共同決定的參數，對特定的理想的螺紋聯接副而言，當摩擦系數確定后，扭矩系數K值也就確定了，如(3)式。卩s+tg卩卩s+tg卩cosa' ,+dw卩卜WWP1-卩stg卩cos&1U V2ddP翫+dPtg卩+dw卩w(3)如取卩=卩=0.15,則由(3)式可求得粗牙螺紋和細牙螺紋的扭矩系數K都約為0.2。sw應該特別指出的是它們的物理概念和求得的方法是不同的。摩擦系數有明確的物理意義，可理解為一個材料常數，當摩擦面的材質、表面狀態和潤滑條件確定后，摩擦系數也就隨之確定(嚴格地說，金屬間的摩擦系數會隨相對滑動速度或溫度的升高而降低［4］。)；而扭矩系數則是經驗參數，它不僅取決于摩擦面的摩擦系數，主要取決于螺紋聯接副的幾何形狀。如前所述，對特定的理想的螺紋聯接副而言，當摩擦系數確定后，扭矩系數也就確定了，但實際的螺紋聯接副不可避免地存在制造公差，有時甚至存在鐵屑、螺紋碰傷、螺紋亂扣干涉等缺陷，此時，即使一批螺栓(螺母)的摩擦系數保持恒定，其扭矩系數也將不可避免地存在一定的散差，而并非與摩擦系數相對應的某一常數。在極端情況下，當發生干涉時，盡管擰緊扭矩足夠大，螺栓的軸向力可能很小(Ft0),此時Ktm。通常情況下，根據螺紋聯接方式、表面摩擦條件以及螺紋制造質量的不同，K值通常可在0.1?0.4甚至更寬的范圍內變化。總之，摩擦系數僅僅能反映特定接觸面之間的摩擦情況，扭矩系數則是反映螺紋副摩擦性能的綜合經驗參數。扭矩系數必需結合具體聯接條件通過試驗實測，不可簡單地根據摩擦系數進行推算。3、摩擦性能試驗摩擦性能試驗能測定螺紋聯接副的擰緊扭矩與螺栓軸向夾緊力之間的關系包括摩擦系數、扭矩系數等，通常應用于螺紋緊固件的綜合質量鑒定、表面處理、表面涂層質量評定以及確定具體工況下裝配工藝參數等。摩擦性能試驗是按規定的轉速向特定螺紋聯接副的螺栓頭或螺母施加扭矩并記錄該

聯接副的扭矩－軸向力曲線，從而求出給定軸向力下的扭矩范圍或給定扭矩下的軸向力范圍，計算出扭矩系數K和摩擦系數p及其散差。扭矩系數K和摩擦系數p的簡略計算公式分別如下:4)

當卩二卩二當卩二卩二卩時,swTF—0?16Ps0?58dp2Ty=w

wF-dw5)6)(7)TF-0.16P(7)0?58d+0?5dpw式中，T為擰緊扭矩(Nm)；T為螺栓桿部受到的扭矩(Nm)；T為端面摩擦消耗的扭矩(Nm)；swd為螺紋公稱直徑(mm)；d為螺紋有效直徑(mm)；d為端面摩擦圓等效直徑；F為螺栓的軸pw向預緊力(kN)；P為螺紋牙距(mm)。過渡夾具軸力計"平墊片過渡夾具軸力計"平墊片常見的摩擦性能試驗裝夾方式如圖1。圖1螺紋緊固件摩擦性能試驗裝夾方式摩擦性能試驗一般有如下要求［5］：(1)軸向力及擰緊扭矩的測量精度均優于1%；(2)擰緊系統能控制較低的恒定擰緊轉速(10?30轉/分不等)將螺栓擰緊至屈服，并自動記錄扭矩及軸向力曲線；(3)每件試件要配一套未曾使用過的配用螺紋件及墊片，其材質、性能等級、尺寸公差、表面狀態等必需與試驗件相匹配；(4)試驗過程中，只有試驗件旋轉，配用螺紋件及墊片等應固定不動；擰緊套筒不能接觸墊片等其它可能導致扭矩消耗的物件；(5)試驗時應嚴格按試驗要求控制潤滑條件；(6)試驗件數的多少根據試驗目的而不同，對于工藝試驗及貨源鑒定試驗，為便于統計分析，一般要求試驗件數在25件左右。4摩擦性能與軸向力螺紋聯接，特別是承受動載荷的重要螺紋聯接，其根本目的是要利用螺紋緊固件將被聯接件可靠地聯接在一起，裝配擰緊的實質是要將螺栓的軸向預緊力控制在適當的范圍。大量研究表明，螺栓的軸向預緊力越大，其抗松動和抗疲勞性能越好，螺栓擰緊至屈服時效果最好；反之，若軸向力小而分散，則必然導致材料浪費，聯接結構笨拙而且可靠性差。螺栓軸向力范圍取決于結構功能、零件強度、工藝控制方法及控制精度等多方面因素，它們同時都受到聯接副的摩擦性能的影響。3.1摩擦性能對螺栓強度的影響螺栓在擰緊時受到的是拉-扭復合應力，當此復合應力所產生的等效應力超過許用強度時，螺栓即會發生破壞。根據第三強度理論，螺栓許用的等效應力o可按(8)式求得。viTOC\o"1-5"\h\zb='、；g2+3t2 (8)v式中，O為螺栓的軸向夾緊力F產生的拉應力,O=F(1兀d2)；T為螺栓桿部承受的扭矩/ 4sT所產生的切應力，t=TJ(丄兀d3)。s 門16 s將TuLFd(—匕+tg卩)，并取tgP=0.05(粗牙螺紋)、d=1.05d代入⑻式可得:s2pcosa' ps>g=g?弋1.03+1.53卩+17.6卩2 (9)v s s若假設T=50%T，并取d=0.863d,d=0.906d[i],貝則⑻式可改寫為：s s pg=g^'1+16?2K2 (10)v由(9)、(10)式可知，螺紋副的摩擦系數或扭矩系數越大，貝螺栓在相同軸向力下的等效應力也就越大。換言之，螺栓強度選定后，摩擦系數或扭矩系數越大，貝其所能承受的軸向力越小。當取p=0.15,K=0.2分別代入(9)、(10)式可求得普通粗牙螺紋的等效應力O"1.28

svO,即當螺栓在擰緊時的軸向應力達到螺栓單調拉伸屈服應力的約78%時，螺栓即會屈服。當然，這一比例關系會隨螺紋副摩擦條件的變化而變化。有關螺栓的K值對其擰緊斷裂軸向力的影響如表5。表5K值對螺栓擰斷軸向力的影響螺栓規格K值F(kN)F(kN)F/F連桿螺栓M12X1.25(010.5細桿)0.18b117t90.1tb0.770

12.9級M12X1.25（①10.0細桿）0.3210672.90.687連桿螺栓12.9級M9X10.1457.648.50.8420.1960.849.10.808底盤螺栓8.8級M8X1.250.3231.417.70.5640.2024.30.774M10X1.50.2853.035.20.664注：表中試驗數據為平均值（試樣件數4至10件不等），F、F分別為螺栓單調拉伸和擰緊斷裂時bt的軸向載荷。5、摩擦性能對裝配軸向力的影響5．1扭矩控制擰緊條件下，摩擦性能對螺栓軸向預緊力的影響如圖2。圖2扭矩系數對軸向預緊力的影響圖2表明，當裝配扭矩給定時，K值范圍越寬，則螺栓軸向預緊力越分散。某發動機缸蓋螺栓（M14）在147Nm擰緊時，潤滑條件對其軸向夾緊力的影響如表6。表6某發動機缸蓋螺栓147Nm擰緊數據干燥30#機械油潤滑極化齒輪油潤滑K值范圍0.197-0.5360.202-0.3280.154-0.229K值平均0.3360.2560.190軸向力范圍（kN）20.0-54.432.7-53.046?8?69?4由表中可以看出，僅僅是潤滑條件不同，軸向預緊力可在20.0至69.4kN之間變化，達3.47倍。由表中還可以看出，不同潤滑條件下的軸向力散差也大不相同，用極化齒輪油潤滑時軸向力散差小，而不潤滑時散差大。可見，摩擦條件的變化將極大地影響螺栓地軸向夾緊力的大小。5.2扭矩轉角法為了克服摩擦性能對螺栓軸向預緊力的影響，最大限度地利用螺栓的強度，現在發動機連桿螺栓等上廣泛采用了扭矩轉角法這一先進的擰緊工藝。扭矩轉角法（有時也稱“螺母轉角法”）的擰緊原理與常用的扭矩法有著本質的區別。扭矩法僅適用于彈性范圍，彈性范圍內的軸向力與擰緊扭矩成正比。當超出彈性范圍以后，扭矩與軸向力之間不再有正比關系，若繼續按扭矩控制擰緊，則可能在扭矩不增加甚至降低的情況下將螺栓擰斷。而扭矩轉角法的實質是控制螺栓的軸向伸長量。在螺栓貼合以后的整個擰緊過程中（包括彈性變形和塑性變形階段），螺栓伸長量始終與螺栓頭或螺母的轉角成正比（每增加1°轉角則螺栓伸長約1/360個螺距）。在彈性范圍內，螺栓軸向力與伸長量成正比，控制伸長量就是控制軸向力；螺栓開始塑性變形后，雖然伸長量與軸向力之間不再有正比關系，但根據螺栓在受拉伸時的力學性能特點可知，只要伸長量在其形變強化容量范圍以內，螺栓的軸向力就穩定在其屈服載荷附近（螺栓不會發生斷裂或局部伸長）。即使在K值較為分散的情況下，扭矩轉角法也能精確地將螺栓的軸向力控制在其屈服點附近，扭矩轉角法擰緊的螺栓的軸向預緊力主要取決于螺栓強度，而不取決于K值。某發動機缸蓋螺栓（M12X1.5）的擰緊試驗結果如表7。表7某發動機缸蓋螺栓（M121.5）的擰緊試驗結果螺栓強度級別（標稱）9.8級（國產）9.9級（進口）10.9（級國產）平均抗拉載荷（kN）92.083.499.7K值平均值0.1660.1870.171標準差0.0080.0100.00680Nm擰緊時的軸向力（kN）平均值40.435.738.9標準差1.932.031.17變異系數0.0480.0570.03080Nm再轉90度角擰緊時的軸向力（kN）平均值73.063.280.3標準差2.300.791.84變異系數0.0320.0130.023表7數據表明，同種螺栓在控制扭矩擰緊時的軸向力散差（變異系數）大，而扭矩轉角控制擰緊時的軸向力散差小；無論何種螺栓，扭矩轉角法控制擰緊時，其最終軸向力的大小與K值大小及散差無直接關系，但與其強度高低相對應。扭矩轉角法對工藝參數要求嚴格，對擰緊工具的功能和控制精度要求高，與一般扭矩控制擰緊法相比，工裝設備價格要高出數倍甚至數十倍，而通常只用于發動機連桿螺栓等重要螺栓的裝配。5．3摩擦性能與擰緊扭矩目前，大量采用的扭矩法擰緊工藝是根據（2）式的基本關系，通過控制裝配擰緊扭矩的方法來間接地實施軸向力控制。當軸向預緊力設計上下限（F、F）確定之后，螺栓（螺UL母）的裝配擰緊扭矩的上下限（T、T）與K值上下限（K、K）之間有如下關系：ULULT=K?d?FULUT=K?d?F （11）LUL上式關系說明，當螺紋聯接設計確定后，K值散差越大（K-K越大），則對裝配扭矩UL的要求就越嚴（T-T越小）。UL總之，螺栓的軸向力、擰緊扭矩及扭矩系數之間相互關聯，此消彼長。為有效實施軸向力控制，必須扭矩控制與K值控制雙管齊下。擰緊扭矩的控制主要依靠具有相當精度的控扭工具和合理的工藝方法來保證。就目前狀況而言，最終的扭矩控制精度最高只能達到3%?5%的水平，較為經濟合理的扭矩控制精度是10%?20%；K值控制，主要是要控制K值散差，必須從螺紋質量（精度、材質及表面狀況等）、聯接結合面的狀況及潤滑條件等相關工藝因素加以控制。K值散差小，一方面可以放寬對扭矩控制精度的要求，節省裝配工藝投資；一方面還可以提高螺栓的軸向力，提高螺栓強度利用率和聯接可靠性。因此，K值控制與扭矩控制相比，具有更大的經濟價值和技術進步意義。為了嚴格控制軸向預緊力，一些橋梁等鋼結構的重要螺栓聯接副通常都對K值有嚴格的規定。神龍轎車上有很多螺栓都提出了對K值的要求，康明斯發動機飛輪螺栓等也有K值參考指標。為此，我們也應該逐步提出對重要螺紋緊固件的K值要求并研究討論K值控制的可行途徑。序號擰緊扭矩扭矩系數預緊力說明1不變▲▼扭矩系數變化大易引起擰不足，或過載▼▲2▲不變▲擰緊力矩與預緊力成正比，用扭矩法擰緊后可獲得較理想的預緊力▼▼3不變不變不變實際有許多未知因素，不可能達到六、緊固扭矩的檢測方法對緊固扭矩的檢測是整機或不見組裝后可靠性檢查的極為重要的一道工序。其目的是判斷螺紋聯接件在緊固后的緊固質量。換句話說即是避免螺紋聯接件在緊固后發生超擰、漏擰和擰不足現象的發生從而確保每一個螺栓緊固后能正常進行工作。緊固扭矩檢測原理：一般采用扭矩扳手根據聯接條件不同采用不同的檢查方法即可獲得檢測扭矩值，雖然檢測扭矩值與實際緊固扭矩值存在有一定的差異，但檢測扭矩值與實際緊固扭矩值之間具有一定的統計對應關系，所以，都能通過扭矩檢查來反映和評價緊固件在實際緊固時扭矩控制的狀況。對緊固扭矩的檢測工序可分二大類：即在擰緊過程中的控制法和擰緊后的檢測，也可稱為過程法和事后法。擰緊過程中的控制法，簡稱過程法：主要用在有安裝測試扭矩傳感器的各種裝配機及電動，氣動工具上，操作時直接讀出數據（扭矩、轉角），這種方法可以測出裝配時的瞬時值。過程法可由傳感器安裝的不同而分成各種不同的形式，但原理是一樣的。這種方法特別適合用于一些安裝后不宜采用松動的方法檢測，如：鎖緊螺母、涂厭氧膠的螺栓等，這些螺栓或螺母擰緊后不宜再松開，因松開后會直接影響它的緊固或防松能力。擰緊后的檢測方法，簡稱事后法：極大部分的緊固都采用此方法檢驗，根據汽車螺栓（螺母）扭緊力矩檢驗方法（見QC/T900-1997“汽車整車產品質量檢驗評定方法”附錄B）的規定，加上松開法大致可分為四種：擰緊法：也稱增擰法，適用于重要緊固件檢驗。重要部位的螺栓聯接的緊固扭矩應按安裝的技術條件，采用擰緊法進行檢驗，檢驗方法：用扭力扳手平穩用力逐漸增加力矩（切忌沖擊）當螺母或螺栓剛開始產生微小轉動時，它的瞬時扭矩值最大（因要克服靜摩擦力），繼續轉動，扭矩值就會回落到短暫穩定狀態，這短暫穩定狀態時的扭矩值即為檢查所得的扭矩。特點：操作簡單，但質檢人員必須熟練，即要均勻用力，又要準確的讀取“短暫穩定狀態的扭矩值”標記法：也稱復位法，劃線法，轉角法等，適用與關鍵緊固件檢驗對于關鍵緊固件，使用扭力扳手采用標記法進行檢驗。檢驗前先在被檢螺栓頭部或螺母與聯接件上劃一道線，確認螺栓頭部或螺母與被聯接件相互間的原始位置。然后將螺栓或螺母送開，再用扭矩扳手將螺栓頭或螺母擰緊到對準線的位置，這時的最大扭矩值再乘以0.9?1.1所得的值即為檢查所得的扭矩。特點：要求技術水平不高，必須劃線確定原始位置，然后松開再擰緊，操作煩瑣，不適合一些有防松功能的緊固件。直覺法：適用于一般緊固件檢測一般緊固件擰緊后用直覺判定擰緊程度。對有彈性類墊圈的觀察彈性類墊圈是否完全壓平來判斷。對無彈性類墊圈或雖有彈性類墊圈但觀察困難的部位，采用扭力扳手（扭力扳手定值到安裝要求的扭矩值）進行擰緊，用直覺來判定擰緊程度。若到扭矩值，扳手不轉動或轉動不超過半圈者，判為已擰緊；過半圈者為不合格即沒有擰緊。4.松開法：也稱擰松法。用扭矩扳手慢慢的向被檢驗螺栓或螺母施加扭矩，使其松開，讀取螺栓開始轉動時瞬時扭矩值，并根據試驗和經驗再乘以一個系數：1.1?1.2（注意：松開扭矩不等于測試扭矩）注：檢驗條件：檢驗汽車螺栓（螺母）擰緊扭矩時，使用能連續顯示力矩值的指針式、數字顯示式扭力扳手，其示值誤差不大于±3%檢查精度的對比分析：作為一種質量檢查的方法，不僅要操作簡便，更主要的是要求檢驗的方法能客觀反映被檢測螺紋聯接的質量水平，即所選擇的檢驗方法和檢驗工具必須具有相當的精度和可信度。現