学术研究报告：动态横向载荷下螺栓连接防旋转松动的临界载荷确定

作者及机构
本研究的通讯作者为北京理工大学机械工程学院的Liao Ridong（邮箱：liaord@bit.edu.cn），合作作者包括Zhang Jingdong、Li Weihao和Feng Jiaming。研究发表于2024年3月的期刊《Engineering Failure Analysis》第160卷，文章编号108217。

学术背景
螺栓连接（bolted joints）因装配便捷性广泛应用于机械工程领域，但其在振动或动态载荷下的松动问题（rotational loosening）是导致结构失效的主要原因之一。早期研究认为轴向载荷是松动主因，但后续工作（如Junker 1969）发现横向载荷（transverse loads）引发的螺纹面与支撑面相对运动才是旋转松动的关键。然而，现有理论对临界载荷的定量分析不足，且未充分考虑预紧力损失（preload loss）和非旋转松动（non-rotational loosening）的影响。本研究旨在建立精确的临界载荷计算模型，为螺栓连接设计提供理论依据。

研究流程与方法
1. 理论建模
- 几何建模：基于螺纹参数方程（公式1-2）精确描述螺纹曲面几何特征，包括大径（major diameter）、螺距（pitch）和螺纹半角（half thread angle）。
- 力学分析：分三个阶段（预紧、预紧后卸载、横向加载）分析接触面力学行为。通过静力平衡条件推导螺纹面（threaded surface）和螺母支撑面（nut bearing surface）的摩擦扭矩（frictional torque）表达式（公式6-14），并引入局部坐标系分解横向力分量（公式15-24）。
- 临界条件判定：提出滑动状态分类（图5）：状态I（螺纹面先滑动）、状态II（支撑面先滑动但最终螺纹面滑动）、状态III（支撑面滑动但螺纹面保持静摩擦）。通过流程图（图4）计算临界横向力（critical transverse force）。

1. 有限元模拟（FEA）

   • 模型构建：在Abaqus中建立M8螺栓连接的六面体网格模型，细化螺纹区域（径向6层、周向60层、螺距方向20层）。材料设为弹性（弹性模量200 GPa），忽略塑性变形影响。
     
   • 载荷设置：分12步加载，包括预紧（5 kN）、卸载和横向循环位移（振幅0.5 mm）。对比三种摩擦系数组合（表2）下的预紧力衰减和螺母转角变化（图9）。
     
   • 结果验证：临界载荷理论值与模拟值误差%（表4），证实模型准确性。
     

2. 实验验证

   • 装置与样本：改进Junker试验机（图12），按ISO 16130标准测试M8螺栓（GB/T 5783）和螺母（GB/T 6170），分无润滑和MoS2润滑两组（表6）。
     
   • 测试流程：横向力以0.1 kN步长递增（频率5 Hz，1000次循环），监测预紧力衰减和螺母转角（图14-15）。
     
   • 数据修正：考虑非旋转松动导致的预紧力损失（200次循环后修正为3.15-3.4 kN），修正后理论值与实验范围一致（表8）。
     

主要结果
1. 理论模型：揭示了螺纹面与支撑面滑动顺序的三种状态（图5），临界载荷计算表明状态III（μt=0.15, μb=0.05）可完全避免旋转松动。
2. 有限元结果：状态I和II的临界载荷分别为202 N和232 N，低于传统理论值（μb·F=250 N），误差源于应力重分布（stress redistribution）和摩擦扭矩变化（图10）。
3. 实验数据：润滑组临界载荷（250-300 N）低于无润滑组（400-500 N），预紧力修正后理论预测与实验吻合（表8），证实非旋转松动对临界载荷的显著影响。

结论与价值
1. 科学价值：首次通过精确螺纹几何建模和接触状态分析，建立了旋转松动的临界载荷定量判定流程，弥补了传统理论忽略预紧后应力状态的缺陷。
2. 应用价值：为螺栓防松设计提供参数化方法，例如高螺纹摩擦系数（μt>0.15）可完全抑制旋转松动（状态III）。
3. 局限性：非旋转松动机制（如塑性变形和磨损）需进一步建模，以提升预紧力修正精度。

研究亮点
1. 方法创新：结合参数化螺纹几何、多阶段静力平衡和滑动状态分类，提出普适性临界载荷计算框架（图4）。
2. 跨验证：理论、FEA与实验三重验证，覆盖M6-M10螺栓和5-15 kN预紧力范围（表5），误差%。
3. 工程指导性：明确摩擦系数组合的防松效果，建议设计时优先提高螺纹面摩擦系数。

其他发现
预紧力损失主要集中于初始200次循环（图14），与文献[8]的塑性变形阶段对应，后续研究可结合疲劳模型深化机制分析