SCI论文（www.lunwensci.com）
摘要：某装置在工作过程中， 固定螺栓出现了螺栓滑移 、松动以及定位销断裂破坏的现象， 通过查看故障螺栓断口截面， 初步判 定螺栓发生故障原因是由于反复冲击造成 。从螺栓预紧力 、交变载荷情况和横向载荷因素 3 个方面进行探索， 采用理论分析 、动 力学仿真和有限元仿真相结合的方法找到了导致螺栓松动的主要原因， 明确了螺栓松动的机理并据此提出了合理的螺栓布局改进 方案 。研究结果表明， 交变载荷因素和横向载荷因素是导致螺栓松动的主要因素， 改进后模型在交变载荷作用下的最大应力值从 694 MPa 降低至 404 MPa， 转动角度从 2. 1°降低至 0.28°， 且螺栓在横向载荷作用下的螺母转动角度和残余预紧力都小于螺栓松动标 准中的值， 有效解决了螺栓松动的问题， 验证了螺栓松动机理研究方法的可行性， 对结构的设计和改进具有重要意义。
关键词 ：螺栓松动,预紧力,交变载荷,横向载荷,有限元仿真
Study on the Loosening Mechanism of Fixed Bolt
Yang Jian， Xu Yong， Wu Fan
(The 710 Research Institute of CSSC , Yichang, Hubei 443005. China)
Abstract: In the working process of a device, the fixed bolt appeared to slip, loosen and break the positioning pin fracture. Through checking the broken section of the faulty bolt, it was determined that the bolt failure was caused by repeated impact . In this paper, three aspects of bolt preload, alternating load and lateral load factors were explored, and the main causes of bolt loosening were found by combining theoretical analysis, dynamic simulation and finite element simulation, and the mechanism of bolt loosening was defined. Based on this, a reasonable improvement scheme of bolt layout was proposed. The results show that the alternating load factor and the lateral load factor are the main factors leading to bolt loosening. The maximum stress value of the improved model under the alternating load is reduced from 694MPa to 404MPa, and the rotation angle is reduced from 2. 1° to 0.28° , and the nut rotation angle and residual preload of bolts under lateral load are both smaller than the values in the bolt loosening standard, which effectively solves the problem of bolt loosening, verifies the feasibility of the research method of bolt loosening mechanism, and has important significance for the design and improvement of the structure .
Key words: bolt looseness; pre-tightening force; cyclic load; transverse load; finite element simulation
引言
某装置回转传动系统如图 1 所示， 回转电机经减速 器输出小齿轮与回转支撑轴承内齿圈相连， 内齿圈与基 座固接; 减速器通过安装座与炮架相连， 安装座与回转 平台采用 2 个销和 4 个螺栓连接， 螺栓和销钉分布如图 2 所示 。在试验调试过程中， 减速机与安装座之间存在 5 mm 间隙， 装置回转过程中产生的交变载荷主要由螺栓提供的摩擦力和销提供的 切向力承受， 当此载荷超 过螺栓预紧力提供的最大 接合面摩擦力时， 螺栓发 生滑移 、松动， 定位销发 生断裂破坏 。查看试验故 障螺栓， 断口呈微蓝色且 断面不平整， 初步判定螺栓发生故障原因是反复冲击造成的[1-2]。
通过对固定螺栓受力情况进行分析， 螺栓受力最初 是由小齿轮与支撑轴承内齿圈的啮合力传递上来， 根据 力的平移原理， 将此处啮合力平移至螺栓所在平面， 故 螺栓受力形式包括拉压 、弯曲和扭转， 受力情况较为复 杂且均为动态力 。当装置开始运行时， 螺栓并没有出现 松动， 而是经过一段时间运行之后出现的累积结果。
文献[3]提出， 螺栓受到极限载荷的作用时， 螺栓在 螺栓孔内发生微小的位移， 当长期受到往复载荷作用时， 螺母会逐渐产生松动 。文献[4]指出， 当拉杆螺栓承受交 变横向载荷时， 随着交变载荷作用， 接触面间的局部滑 移不断累积， 从而导致滑移松弛在整个接触面上发生 。 可见螺栓的松动是长期的在交变应力下的累积滑移应变。 文献[5]指出， 弹簧垫片能加速螺母自松 。在接触区域完 全滑移之前， 弹簧垫片的边缘旋转力会大幅度地促使螺栓自松 。文献[6]指出， 螺杆头接触区域的局部滑移也可 以使螺栓发生自松， 而不需要接触区域的完全滑移。
目前国内外研究螺纹力学行为的研究方法主要有解法[7] 、实验法[8]以及有限元[9]法 。本文拟借助有限元软 件 ANSYS， 从 预 紧 力[10]因 素 、交 变 载 荷[11] 因 素 以及横向载荷[12]因素 3 个方面对螺栓松动的主要原因和次要原因进行探究， 并结合研究结果提出合理的改进建议。
1 故障螺栓受力分析
炮架在顺时针回转过程中， 通过小齿轮带动内齿圈 转动， 如图 3 (a) 所示， 将啮合力在节点 P 处分解为两 个相互垂直的分力 F1 和 F2. 此时小齿轮和内齿圈啮合受 力示意图如图 3 (b) 所示。
根据力的平移原理[9]， 将力从一点移动至另一点时需 要附加一个力矩才能保证力移动前后的作用效果是一致 的， 该力矩的大小为力与移动距离的乘积， 如图 3 (b)所示， M3 即为将力 F2 平移至中心轴处时附加的力矩。
为 此， 对 于 安 装 座 和炮架间的固定螺栓， 将内齿 圈 啮 合 力 的 分 力 F1 、F2平 移 至 螺 栓 所 在 平 面 时，其中分力 F1 、F2 的大小不变， 还需根据力的平移原理 附 加 两 个 转 矩 M1 、M2.其具体受力情况如图4所示。
为了给后续故障螺栓的有限元分析提供负载施加依据， 对装置的回转运动过程进行动力学仿真分析， 根据 其回转运动情况施加驱动， 以螺母 1 受力最大时刻作为 综合工况中的受力最恶劣的时刻点， 提取该时刻对应的 螺母和定位销的受力情况如表 1 所示。
2 故障螺栓有限元分析
从预紧力因素 、交变载荷因素 、以及横向载荷因素 3 个方面来探究螺栓松动的原因， 在此之前， 需要对螺 栓的松动评价标准进行确定， 通过查阅关于螺栓松动的 仿真文献[13- 14]， 总结出了具有一定共性的螺栓松动评价 标准， 如表 2 所示。
2.1 预紧力因素
为方便进行有限元分析， 单独将故障模型提取出来， 其主要由安装座 、炮架 、螺栓和螺母等组成， 进行网格 划分后的有限元仿真模型如图 5 所示。以螺栓受力最恶劣时刻的受力情况为载荷施加条件， 并在炮架下底面施加全约束， 故障模型的约束和载荷施 加情况如图 6 所示。根据对螺栓预紧力的理论计算， 螺栓预紧力的范围 为 18 300~43 400N， 分别对施加预紧力载荷为 20 kN、 25 kN 、30 kN 、35 kN 和 40 kN 的模型进行求解 。其中一 种载荷条件下的模型应力云图如图 7 所示， 最大等效应 力为 501 MPa， 且位于螺栓 1 的螺纹处。通过求解不同预紧力载荷条件下的模型， 得到预紧 力和应力间的关系如图 8 所示 。 由图可知， 当预紧力小 于 20 kN 时， 随着预紧力的增大， 应力最大值逐渐减小; 当预紧力处于 22~28 kN 之间时， 应力最大值较为平稳; 当预紧力大于 28 kN 时， 应力最大值逐渐增大 。故过大 或过小的预紧力都不利于螺栓的联接， 为此， 后续研究 中取螺栓预紧力大小为 25 kN。
2.2 交变载荷因素
经过前一步的静力学分析， 取螺栓预紧力为 25 kN， 同样以螺栓受力最恶劣时刻的受力情况作为载荷施加条 件， 将该时刻的各个螺栓受力均按周期 2 s 的交变载荷施 加， 并对炮架底部施加全约束， 求解得到的模型应力云 图如图 9 所示。将交变载荷下的仿真结果和静力学的仿真结果进行 对比， 如表 3 所示。
通过对比分析可知， 装置在交变载荷作用下最大应 力值和螺母转动角度都比静载时恶劣， 所以在交变载荷 下， 螺栓更容易产生松动。
2.3 横向载荷因素
本文利用 ANSYS 分析横向载荷因素时时需采用瞬态 动力学， 若对整个模型进行分析需要大量的计算， 为了 更好的研究螺栓螺母的受力情况， 将原有模型简化为单 个螺栓连接的简化模型[15]， 并划分网格如图 10 所示。根据前面的研究， 对螺栓施加 25 kN 的预紧力， 并 固定炮架， 在连接器上施加与 X 轴成水平方向的都横向 位移载荷， 横向载荷幅值为 0.3 mm， 周期为 4 s， 各个零 件之间施加摩擦接触， 约束后的模型如图 11 所示。
通过求解， 得到了螺母松动过程中的模型接触状态 以及螺母的转动角度和残余预紧力变化曲线 。螺母松动 过程中的接触状态如图 12 所示， 由图可知， 松动过程 中， 螺栓头部 、螺母螺栓接触面以及螺栓螺纹均处于滑 移状态。
螺母松动过程中的螺母转动角度和残余预紧力的变 化曲线如图 13 所示 。螺母转动角度在 4 个周期内累积增加到 2.7°左右， 大于螺栓松动评价标准中的 1.5°; 残余 预紧力在 4 个周期内降低了约 7.2% 。大于螺栓松动评价 标准中的 7%， 且有继续降低的趋势。综合螺母转动角度与残余预紧力的变化情况， 在此 载荷与约束的情况下， 螺栓发生了松动现象。
2.4 分析小结及改进措施
通过上述研究， 对各个因素的仿真结果汇总如表 4 所示。
分析各个因素的仿真结果可知， 合适的预紧力对螺 栓防松具有重要意义; 交变载荷与横向载荷作用下， 螺 栓受力较大且会松动， 故交变载荷因素和横向载荷因素是 导致螺栓松动的主要因素。为此， 提出如下改进措施： 将 螺栓数量由 4 个增加至 7 个， 从而减小单个螺栓所受的交 变载荷; 选择 M16 型号螺栓代替 M12 的螺栓， 可对应较 大的螺栓预紧力， 从而增强螺栓对横向载荷的承受能力。
3 改进模型的仿真分析
3.1 动力学仿真
根据改进方案得到的螺栓和定位销的分布图如图 14 所示， 同样的， 对改进之后的发射装置进行动力学仿真分析， 以螺母 1 受力最大的时刻作为综合工况中受力最恶 劣的时刻点， 此时刻点各个螺栓的受力情况如表 5 所示。
3.2 有限元仿真
在 ANSYS中进行分析时， 除了预紧力增加至40 000 N， 其它载荷和约束情况都和改进前一致， 求解得到改进后 模型在交变载荷和横向载荷下作用下的应力情况 。表 6 表示改进前后模型在交变载荷作用下的仿真结果。
图 15 表示改进后模型在横向载荷作用下的螺母转动 角度和残余预紧力的变化曲线。
通过对比分析得到， 改进后模型在交变载荷作用下 的最大应力值从 694 MPa 降低至 404 MPa， 转动角度从 2. 1°降低至 0.28°， 且螺栓在横向载荷作用下的螺母转动 角度和残余预紧力都小于螺栓松动标准中的值， 不会发 生松动。针对某装置在试验过程中出现固定螺栓失效的问题， 通过分析研究螺栓受力情况， 从螺栓预紧力 、交变载荷 因素和横向载荷因素 3 个方面入手， 结合有限元仿真得 到了导致螺栓失效的主要原因， 并据此提出了改进措施。 改进后的模型在交变载荷和横向载荷作用下都具有较好 的应力特性， 且满足螺栓松动标准， 文中所述的螺栓失 效研究方法对结构的设计和改进具有一定的参考价值。
4 结束语
本文研究的影响螺栓松动的因素有： ( 1 ) 预紧力因 素; (2 ) 交变载荷因素; (3 ) 横向剪切载荷因素 。经过 对故障装置进行运动学与动力学仿真分析， 提取多种所 需载荷谱 。然后分别针对上述影响因素进行有限元仿真， 通过对各仿真结果的对比分析， 认为在合适预紧力前提 下， 交变载荷因素和横向剪切载荷因素是导致螺栓松动的 主要因素， 且横向剪切载荷主要由接合面的摩擦力承受。
在研究清楚螺栓松动失效机理的基础上， 通过增加 螺栓数量和采用直径更大的螺栓， 提升了装置抗载荷冲 击的能力， 很好地解决了固定螺栓松动的问题， 对同类 型的螺栓失效问题具有一定的参考价值。
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