緊固件作為一種通用基礎件，在工程和制造中應用廣泛。在航空航天領域，飛機連接依賴大量各類緊固件，從而確保飛行器的結構牢固可靠；飛行器部段之間的連接也離不開緊固件的支持,螺栓連接的可靠性對于保障航空航天飛行器的安全和穩定運行至關重要。 

螺栓連接在受到橫向振動作用時，其周向的摩擦因數會減小，從而失去自鎖功能，斜坡-滑塊簡化模型為后續螺栓連接的松動行為研究奠定了基礎。PAI等[1]認為接觸狀態可以分為局部滑動和完全滑動兩類，累積局部滑動所需的側向載荷相對較小，這項研究對于理解螺紋連接的松動行為和松動過程中的摩擦特性有重要意義。IZUMI等[2]對螺紋接觸狀態進行了研究，進一步細化了接觸狀態的分類，指出接觸狀態可分為沒有黏著區域的完全滑動、沒有穩定黏著區域的微小滑動和有穩定黏著區域的局部滑動，同時定義了臨界滑動，即使螺紋頭部支撐面產生相對滑動的最小滑動量。SANCLEMENTE等[3]研究了彈性扭轉變形，結果顯示在擰緊過程中，大摩擦因數會使螺栓產生更大的彈性扭轉變形，在施加載荷的過程中，彈性應變能的釋放會使螺栓產生較大的初始松動。高學敏等[4]對橫向振動條件下楔形墊圈的防松性能進行了研究，確定了緊固連接結構的可靠性。馮韶偉等[5]對橫向振動條件下雙螺母緊固連接的防松性能進行了研究，確定了雙螺母緊固件的裝配方式及裝配方法。 

綜上所述，國內外學者已針對螺紋副的松動進行了大量的研究，但是對于螺紋副服役松動可靠性的失效仿真方法及預測模型研究還不充分，還不能形成相應的仿真數據庫。基于以上研究現狀，筆者對典型材料螺紋副進行服役松動可靠性試驗，并構建了仿真模型，獲取螺栓連接的有限元關鍵建模方法，可為后續的螺栓服役及正向設計提供分析方法，同時建立了典型工況下螺紋副服役松動仿真模型，并對影響服役的關鍵因素進行分析，為后續典型螺紋副的服役及可靠性提供數據支撐。 

1.   橫向振動原理與試驗設備

1.1   橫向振動原理

橫向振動試驗可用于評估緊固件在橫向振動載荷下的防松性能。試驗通過在緊固件連接的金屬板之間施加交變橫向位移，使連接松動，導致夾緊力減小甚至完全喪失。試驗過程中，夾緊力減小得越慢，防松性能越好；反之，夾緊力減小得越快，防松性能越差。 

螺栓連接橫向振動原理如圖1所示。由圖1可知：隨著連接板所受橫向載荷的增大，連接板間的接觸狀態由黏著變為相對滑移，螺栓和螺母與連接板之間的接觸狀態仍保持黏著，隨著載荷繼續增大，3個界面的接觸狀態均變為相對滑移。 

圖  1  螺栓連接橫向振動原理示意

1.2   橫向振動設備

對連接結構模型施加載荷并觀察其松弛行為，是研究連接結構松弛行為常用的方法，而設計受載松弛試驗臺是該方法的前提。目前常用的試驗裝置都是利用凸輪連桿結構施加橫向振動載荷。GB/T 10431—2008 《緊固件橫向振動試驗方法》標準中規定的橫向振動試驗裝置結構如圖2所示。橫向振動試驗設備包括振動臺、夾緊裝置和測量系統等。試驗機的振動波形為正弦波，載荷頻率和載荷振幅可以調節。 

圖  2  橫向振動試驗裝置結構示意

2.   橫向振動仿真試驗方案

2.1   試驗方案設計

影響螺栓連接結構連接強度的因素有很多，研究選取初始預緊力、載荷振幅、載荷頻率、摩擦因數4個因素進行數值模擬，分析這4個因素對螺栓連接結構夾緊力的影響。根據標準GB/T 10431—2008設計振動仿真試驗方案。初始預緊力分別設置為4 000，4 400，4 800，5 200，5 800 N，載荷振幅分別設置為0.2，0.4，0.6，0.8 mm，載荷頻率分別設置為4，6，8，10，12 Hz,摩擦因數分別設置為0.10，0.15，0.20，0.25和0.30。 

2.2   仿真試驗步驟

基于緊固件橫向振動試驗標準，結合有限元軟件Abaqus，建立螺栓連接橫向振動有限元仿真模型。在Abaqus軟件中建立螺栓連接的三維模型，定義材料屬性和接觸關系。根據試驗方案設定的預緊力水平施加初始預緊力。設定載荷振幅和載荷頻率，施加橫向振動載荷。記錄夾緊力的變化曲線，分析螺栓連接在不同振動條件下的松動行為。 

螺栓連接橫向振動有限元模型如圖3所示，研究中所建立的模型由M6螺栓、螺母、墊片，以及兩塊含孔的連接板組成。模型設置兩個分析步，均采用Explicit顯式求解器。分析步1為施加螺栓預緊力，分析步2為施加橫向振動載荷。所有接觸對均采用通用接觸，法向設置為硬接觸，切向設置為滑動摩擦，摩擦因數為0.15。有限元模型的邊界條件及載荷設置至關重要，可以確保仿真結果的準確性和可靠性。首先，在固定板的左右端面施加完全固定的約束，限制其6個自由度，從而模擬實際試驗情況下固定板的受力狀態。接著，在分析步1中，對螺栓頭部施加關于x軸的對稱約束，以模擬螺栓在預緊過程中的對稱受力狀態。此外，將螺母整體與參考點1進行運動耦合約束，對參考點1施加繞z軸的轉角位移，通過螺紋間的相對運動實現螺栓的拉緊，進而施加預緊力。在分析步2中，為模擬螺栓橫向振動的情況，將移動板的左端面與參考點2進行運動耦合約束，對參考點2施加正弦位移載荷，其中位移幅值為Pm，頻率為ω。通過對參考點2施加周期性位移載荷，觀察螺栓連接的應力應變分布及預緊力衰退規律。 

圖  3  螺栓連接橫向振動有限元模型

螺紋處的網格劃分較為復雜，劃分螺栓實體網格時難以控制螺紋處的單元形狀。因此，模型將螺紋分為內螺紋和外螺紋，并對螺紋和螺栓、螺母分別進行建模，而后使用綁定技術將螺栓和外螺紋進行綁定，同時將螺母和內螺紋進行綁定。使用掃掠技術對螺栓、螺母及螺紋進行網格劃分，使用結構技術對連接的含孔板進行網格劃分，單元類型均為C3D8R，即八節點六面體線性減縮積分單元。 

依據標準GB/T 10431—2008，對3種螺釘進行防松試驗，其中M6公制螺釘與本研究仿真模型的螺釘規格相同。試驗條件設置為：載荷振幅為0.8 mm，循環次數為500次。圖4為橫向振動試驗與仿真剩余預緊力對比結果。依據標準，公制螺釘經過100個振動周期,其預緊力就能減小到設定的目標預緊力(50%的初始預緊力)。研究中未設置目標預緊力時，500次振動后，剩余預緊力為1 293 N，與試驗結果的誤差約為35%。仿真結果顯示，減小到50%初始預緊力時為75個振動周期。以上結果表明仿真模型具有一定的精確性。 

圖  4  橫向振動試驗與仿真剩余預緊力對比結果

3.   不同因素對螺栓連接結構松動的影響

3.1   初始預緊力對螺栓連接結構松動的影響

在保證連接結構選型一致，振動次數、載荷振幅、載荷頻率等參數不變的前提下，改變螺栓連接結構初始預緊力，觀察連接結構受載前后松動行為的變化情況。較大的預緊力可以增大接觸面的摩擦力，增強螺栓連接的防松性能。然而，過大的預緊力可能導致螺栓發生塑性變形，反而降低連接的可靠性。通過仿真分析，研究不同預緊力條件下螺栓連接的松動行為。 

圖5為不同初始預緊力條件下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖。由圖5可知：隨著螺栓初始預緊力的增大，螺桿部位應力增大明顯；隨著橫向載荷振動次數的增加，與固定連接板接觸的下半截螺桿發生應力松弛現象，相比初始階段應力變小明顯，與動板接觸的上半截螺桿受到剪切作用，應力相較初始階段有一定程度的增大；螺桿中部受剪切部位出現明顯的高應力區。當振動次數達到500次時，各仿真試驗組的螺栓均發生松動，失去承載能力，螺栓螺紋與螺母螺紋發生擠壓，導致螺紋處出現應力集中，螺紋發生破壞。 

圖  5  不同初始預緊力條件下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖

圖6為不同初始預緊力條件下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數的變化曲線。由圖6可知：不同初始預緊力條件下，單螺栓節點預緊力衰退情況不同，當初始預緊力為4 000 N時，殘余預緊力為1 293 N，預緊力松弛量為2 707 N，預緊力松弛率為67.68%；當初始預緊力為4 400 N時，殘余預緊力為1 491 N，預緊力松弛量為2 909 N，預緊力松弛率為66.11%；當初始預緊力為4 800 N時，殘余預緊力為1 630 N，預緊力松弛量為3 170 N，預緊力松弛率為66.04%；當初始預緊力為5 200 N時，殘余預緊力為959 N，預緊力松弛量為4 271 N，預緊力松弛率為81.56%；當初始預緊力為5 800 N時，殘余預緊力為902 N，預緊力松弛量為4 898 N，預緊力松弛率為84.45%；所有仿真試驗組曲線均呈現相同的趨勢，在開始時預緊力快速減小，到達一定值后隨時間的變化越來越小，螺栓松動呈先快后慢的趨勢，當初始預緊力為4 800 N時，螺栓連接的防松性能最佳。 

圖  6  不同初始預緊力下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數的變化曲線

預緊力的增大能夠顯著提升接觸面的摩擦力，從而增強螺栓連接的防松性能。這一現象可以歸因于摩擦阻力增大，使接頭在受到外部動態載荷作用時不易發生相對滑動。然而，預緊力過大則可能引起螺栓的塑性變形，導致螺栓永久變形并產生應力集中，進而削弱連接的整體可靠性。因此，在設計螺栓連接時，應合理選擇初始預緊力。 

3.2   載荷振幅對螺栓連接結構松動的影響

載荷振幅直接影響螺栓連接的松動傾向。圖7為不同載荷振幅下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖。由圖7可知：當載荷振幅為0.2 mm時，隨著振動次數的增加，螺桿整體應力衰減；當載荷振幅為0.4，0.6 mm時，雖然螺桿大部分區域發生了明顯的應力衰減，但螺桿中部存在高應力區，因為隨著載荷位移的增大，連接孔與螺桿發生接觸，對螺桿產生剪切作用。隨著載荷振幅的增加，螺桿在各個階段的應力水平均變大，且螺紋處受到越來越大的擠壓作用，變形逐漸增大，應力集中十分明顯。 

圖  7  不同載荷振幅下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖

圖8為不同載荷振幅下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線。由于存在擰緊誤差，各仿真試驗組受載前預緊力與試驗前設置的初始預緊力存在偏差。由圖8可知：當載荷振幅由0.2 mm變為1.0 mm時，連接結構預緊力減小值由2 056.26 N增大至4 142.09 N，減小百分比由42.39%提升至86.85%。對比各組仿真試驗結果，發現隨著載荷振幅的增大，連接結構預緊力減小值顯著增大，下降百分比明顯升高。載荷振幅越大，載荷作用的初始階段預緊力減小得越快。經歷初始階段的預緊力快速減小后，載荷振動100次后，預緊力持續減小，減小速率減慢且保持平穩。 

圖  8  不同載荷振幅下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線

較大的載荷振幅會導致螺栓和連接件之間產生更大的橫向位移，從而增加螺紋之間的相對滑移。這種相對滑移會加速接觸面的磨損和螺紋間的摩擦力下降，最終導致螺栓連接發生松動。因此，載荷振幅越大，螺栓連接的松動過程就越快，連接的可靠性也隨之降低。 

3.3   載荷頻率對螺栓連接結構松動的影響

圖9為不同載荷頻率下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖。由圖9可知：在相同載荷頻率下，螺栓應力變化呈現相同的規律，隨著振動次數的增加，螺桿下半部出現明顯的應力衰退現象，上半部的剪切作用大于下半部。在經歷500次載荷振動時，隨著載荷頻率的增加，螺桿部位高應力區面積呈現減小的趨勢。 

圖  9  不同載荷頻率下的螺栓連接橫向振動模型應力云圖

圖10為不同載荷頻率下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線。由圖10可知：隨著載荷頻率的增大，螺栓連接的預緊力衰減速率加快。主要原因是高頻振動引起的磨損、微動磨損和塑性變形的累積效應。該螺栓連接橫向振動模型未考慮熱效應的影響，因此載荷頻率對預緊力下降速率的影響不夠明顯。 

圖  10  不同載荷頻率下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線

隨著載荷頻率的增大，螺栓連接的松動速率明顯加快。結果表明高頻振動對螺栓連接可靠性存在潛在威脅，強調了在實際工程應用中控制載荷頻率的重要性。通過合理設計和選擇載荷頻率，螺栓松動過程有效延緩，連接結構的穩定性提高，使用壽命延長。 

3.4   摩擦因數對螺栓連接結構松動的影響

設置轉角位移為2.3 rad，載荷振幅為0.2 mm，載荷頻率為12 Hz，不同摩擦因數下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線如圖11所示。由圖11可知：當摩擦因數為0.10和0.15時，螺栓連接預緊力快速變小，在振動次數分別達到30，70次時，螺栓連接已失去承載能力，螺栓完全松脫；當摩擦因數為0.2時，前50次振動導致預緊力迅速變小，然后預緊力變小速率減慢，在振動次數達到400次時，螺栓連接失去承載能力，螺栓完全松脫；隨著摩擦因數繼續增大到0.25和0.3時，螺栓連接接頭經歷500次振動后仍未失去承載能力，且預緊力幾乎保持平穩，螺栓預緊力損失率分別為57.99%和49.85%。 

圖  11  不同摩擦因數下螺栓連接預緊力隨載荷振動次數變化的曲線

當摩擦因數較小時，螺紋之間的摩擦力較小，在振動和外力的作用下，螺紋接觸面更容易發生相對滑移。這種滑移會加劇接觸面的磨損和微動磨損，使螺栓連接的預緊力迅速減小。此外，摩擦力不足也會使螺栓在動態載荷下產生更大的變形和松動，進一步加速了預緊力的減小速率。因此，在低摩擦因數條件下，螺栓連接的松動速率較快，預緊力保持的時間較短。相反，隨著摩擦因數的增大，螺紋之間的摩擦力顯著增大。這種增強的摩擦力在很大程度上阻止了螺紋接觸面的相對滑移，減少了磨損和微動磨損的發生頻率。同時，較大的摩擦力也能夠有效地分散和吸收外力，減小螺栓的變形和松弛程度，從而使預緊力的減小速率顯著變慢。因此，在高摩擦因數條件下，螺栓連接的預緊力能夠保持更長時間，連接的穩定性和可靠性也得到提高。 

4.   結論

預緊力的增大能夠顯著增大接觸面的摩擦力，從而增強螺栓連接的防松性能，但過大的預緊力可能會引起螺栓塑性變形，導致螺栓的永久變形，并產生應力集中，進而削弱連接的整體可靠性；橫向振動的振幅越大，螺栓連接的松動過程就越快，連接的可靠性也隨之降低；隨著橫向載荷頻率的增加，螺栓連接的松動速率明顯加快；隨著摩擦因數的增大，螺紋防松性能顯著增強。

文章來源——材料與測試網