在汽車裝配方面，螺紋緊固方式較為常用的有扭矩法、扭矩加轉角法和屈服點法，共 3 類。

其中，扭矩加轉角法因其可降低因螺紋摩擦系數(shù)波動對轉角擰緊所產(chǎn)生的預緊力的影響，設計預緊力可取到螺栓屈服強度的80%以上，甚至可以利用到螺栓屈服強度以上，已在越來越多的汽車底盤關鍵部位得到應用。

常規(guī)緊固件旋轉方式，都以螺母為主要擰緊對象，固定螺栓頭。但某些特殊的緊固部位，受空間所限，擰緊設備無法伸入，只能通過夾持螺母旋轉螺栓達到緊固。

那么，擰螺栓和擰螺母在應力狀態(tài)上是不是也會有差異，認為擰螺栓可能會應力更大，實際情況又是怎樣的呢？而且從航空緊固件擰緊手冊中，也可以看出擰螺栓要比擰螺母高出約10%，具體什么原因呢？

  一）問題說明

    對于焊接螺母、鉚接螺母、焊接螺栓、鉚接螺栓、內(nèi)螺紋孔等類似的地方，大家不會糾結到底是擰螺栓還是擰螺母。

因為這種類似的地方只能擰一個零件：螺栓或者螺母（雙頭螺柱和螺母組合），另外一個零件都是已經(jīng)固定好了，不能進行擰緊，只能擰緊螺栓這個零件，也就不存在擰螺栓和擰螺母的差異了，如圖。

像下面這個螺柱連接也就只能擰螺母。

對于存在擰螺栓還是擰螺母爭議的地方就是螺栓螺母連接，這種情況下既可以擰螺栓，也可以擰螺母，這樣就會涉及到擰螺栓還是擰螺母的問題了，也就會涉及到擰螺栓還是擰螺母的差異問題。

這樣，就會產(chǎn)生到底是擰緊螺栓還是擰緊螺母，不同的擰緊方式會對結果產(chǎn)生影響。

 二）理論分析

  1、對于是擰螺栓還是擰螺母，通過查找相關標準分析，目前暫時沒有哪個標準明確必須擰螺栓還是擰螺母。

也就是說，對于擰螺栓和擰螺母兩種方式原則上都是可以的。當然常規(guī)來說，螺栓螺母的連接，一般都是擰螺母。

2、從受力方面來說，擰螺栓和擰螺母螺栓都會受到拉應力和螺紋扭矩施加的扭轉剪切應力作用，所以，理論上來說，擰螺栓和擰螺母兩者受力是一致的。

當然有人會說，擰螺栓的時候可能應力更大。擰螺栓還是擰螺母，都會受到螺栓預緊力產(chǎn)生的拉應力，還有螺紋扭矩產(chǎn)生的摩擦扭矩作用到螺栓上的扭轉剪切應力。只要摩擦系數(shù)，支撐面直徑相同，理論上應該綜合應力是沒有差異的。

實際上，發(fā)現(xiàn)可能存在比較大的差異，主要是應為螺栓，螺母的摩擦系數(shù)會存在差異，特別是螺栓頭支撐面和螺母的支撐面可能存在差異。例如有些螺栓頭是存在內(nèi)傾角和螺母實際上內(nèi)傾角的具體尺寸可能存在差異。

3、從摩擦系數(shù)上來分析，螺栓和螺母的摩擦系數(shù)可能不一致，這樣也就會造成擰螺栓還是擰螺母兩者是有差別的。

4、螺栓的尺寸和螺母尺寸也可能有差別，如果大家設計時候不注意，例如同樣選用法蘭面螺栓和法蘭面螺母，螺栓采用GB/T 16674.1標準的小系列六角法蘭面螺栓，螺母采用GB/T 6177.1的法蘭面螺栓，由于兩者的支撐面直徑是不一樣的，所以，在擰緊時候兩者等效摩擦直徑就會存在差別。

從這個方面來說，大家設計時候，盡量選擇螺栓支撐面直徑與螺母支撐面直徑一致的螺栓螺母。 

5、螺栓穿入方便性考慮，.螺栓穿入時候在外側穿入比較方便，如果從里側穿入可能需要更大的空間，在外側穿入里側只需要留有螺母的厚度再加上一定的螺栓露頭長度，再擰緊時候再考慮一定的防轉工裝的長度即可滿足空間要求。

如果螺栓從里側穿入，首先對準螺栓孔相對有一定的難度，空間也是需要相對更大一些。

6、螺栓擰緊方便性考慮，那一側穿入擰緊更便于布置擰緊工具。

7、從擰緊套筒來考慮，螺栓擰緊時候，套筒可以選用很短的套筒即可。如果擰緊螺母，需要考慮螺栓的露頭長度，同時，有些螺栓還有一定的導向功能，伸出長度會非常長，套筒需要選擇更長的套筒，增加成本，甚至會降低套筒的剛度。

當然，在防轉工裝設計中也會同樣用到另一端的長套筒，所以，套筒的選取方面考慮，兩者也基本相同。

8、擰螺栓時候，如果不對中，會存在擰緊螺栓時候螺栓桿部與螺栓孔存在摩擦，增加了摩擦扭矩，這樣最終的輸入扭矩也會增加。而擰螺母就基本不會存在這種影響。

9、航空工業(yè)中，擰螺栓要求的公稱扭矩比擰螺母要高出約10%，這是什么原因呢？大家可以具體討論分析。

猜測難道是因為航空螺栓采用過盈配合，會由于這個原因導致，還是螺栓的支撐面直徑比螺母要小？如果大家對這個問題比較清楚，歡迎聯(lián)系螺絲君交流。

三）試驗驗證

選取符合質(zhì)量要求的螺栓螺母組合，輔以切割開的被裝配零件，在測試臺上模擬實車狀態(tài)進行螺母旋轉擰緊測試，切割開被裝配的零件是為保證擰緊設備有足夠的空間旋轉螺母。

按照扭矩轉角法擰緊，擰緊扭矩要求為180Nm+90°。通過擰緊螺母最終獲得工藝扭矩值約為310N×m，如圖所示。

由上圖可得，螺栓屈服點a為517N×m；點b為初始擰緊扭矩，該初始擰緊扭矩為180 N×m；點c為完成按照裝配要求從初始扭矩再旋轉90°后的最終扭矩點，此時扭矩數(shù)值為305N×m。

將緊固件旋轉方式改為螺栓旋轉擰緊，獲得扭矩轉角如下圖所示。

圖 3 旋轉螺栓獲得的裝配扭矩曲線圖

由上圖可知，扭矩點c￠對應的扭矩值已達406N×m，較旋轉螺母方式的最終扭矩331N×m 高出75N×m，超出比例為22.6%。

通過這個扭矩轉角法擰緊試驗也可以看出擰緊螺栓和擰緊螺母最終的扭矩會存在較大差異。

通過實車批量裝配，按照擰緊螺母進行裝配，獲得的扭矩上限樣本如下圖所示，其扭矩值范圍為319～407N×m。

對上圖中扭矩上限超過400 N×m 的螺栓進行螺紋段金相分析，如下圖所示，螺紋位置的金相組織未發(fā)現(xiàn)存在冷變形產(chǎn)生的塑性流變現(xiàn)象，說明螺紋位置不存在明顯的塑性變形，該螺栓仍處于彈性變形階段，與試驗曲線相符。