在汽车装配中，螺纹紧固件装配的质量将直接影响整车 装配质量和行驶的可靠性，为此在施加外载荷之前，需进行 预紧即拧紧螺纹紧固件，通过产生的轴向预紧来夹紧被连接件，保证螺栓的可靠服役。本文对螺纹紧固件扭矩的计算、校核及应用作以分析。
1 确定夹紧力
1.1 需求夹紧力
根据紧固件在实际连接部件的受力情况，通过受力分析及工程计算，结合实际连接部位的关键程度，确定被连接件所需的夹紧力即需求夹紧力。该需求夹紧力必须保证被连接件在工作过程中各种载荷冲击下始终贴合，一般通过 CAE建立模型辅助分析计算，常用的方法见表 1。
1.2 设计目标夹紧力
1.2.1 拧紧系数
扭矩法夹紧力*大值和*小值的比值公式可粗略用公式
（1）表示：
一般目标轴力的*小值与需求轴力存在一定关系（取 1.2的**余量），见公式（2）：
式中：Fmin 为*小夹紧力，kN；c 为夹紧力精度；F 为
公称夹紧力，kN；FR 为需求夹紧力，kN。
通过公式（1）和公式（2）能够推导出拧紧系数，
见公 式（3）：
式中：α 为拧紧系数；c 为夹紧力精度。
很明显 α 由夹紧力精度即拧紧工具精度、摩擦系数散差
和**余量确定，与螺栓尺寸无关。
因此可以结合各企业的拧紧工具精度以及所统一的摩擦
系数精度确定拧紧系数，见表 2。
1.2.2 计算目标夹紧力
根据公式（4）确定目标夹紧力 Ft max。
式中：Ft max 为目标夹紧力，kN；α 为拧紧系数；FR 为需求夹紧力，kN。
2 选择螺纹紧固件
根据目标夹紧力、结合加紧对象及安装环境等，一般以
螺栓的直径及性能等级与屈服夹紧力的对应关系来选择合适
的螺纹紧固件，即 Ft max一般为*大摩擦系数（如 0.15±0.03
时取 0.18）对应屈服夹紧力 Ffy的 80%～90%合适。
屈服夹紧力根据公式（5）计算而来（来源于 VDI 2230[2]）。
式中：Ffy 为螺栓屈服夹紧力，kN；A0 为应力面积，
A0=πd0 2 /4，mm2；RP0.2min 为螺栓屈服强度，MPa；d0 为应力
直径，mm；d2 为螺纹中径，mm；P 为螺距，mm；μth 为螺
纹摩擦系数。
根据选择螺栓屈服夹紧力的 85% 计算*大安装扭矩
MA max，见公式（6）。
式中：MA max为*大安装扭矩，Nm；Ffy 为选择螺栓的屈服夹紧力，kN；P 为螺距，mm；d2为螺纹中径 d2=d−0.6495P，mm；μth min为螺纹摩擦系数*小值， 如 0.15±0.03 时取 0.12；
μb min为支撑面摩擦系数*小值，如 0.15±0.03 时取 0.12；
Dkm为支撑面的摩擦直径，Dkm=2/3×（dw 3 -dh 3）（/ dw 2 -dh 2）， mm；
注：dw为支撑面或垫圈直径，dh为螺栓或螺钉通孔直径。
按公式（7）和（8）分别计算目标安装扭矩 MA 和*小安装扭矩 MA min.
4 扭矩的校核
根据*小安装扭矩，计算*小目标夹紧力，见公式。
同时考虑夹紧力衰减和避免被连接件表面压溃情况，对目标夹紧力进行校核，夹紧力衰减校核方法参考公式（10）和公式（11），避免表面压溃校核见公式（11）：
Ab min 为承载面积，详见 GB/T 16823.1[4]，mm2； PG为被连接件的抗压强度。
上述校核结果均满足时，可以判定确定的扭矩范围（MA± △MA）合理，否则需要返回重新选择螺栓进行计算与校核，直至校核完全满足为止。
5 扭矩的验证
为确保整车的**性和可靠性，需要对计算的扭矩进行工艺验证，对于非冲击扳手工序（拧紧机、定扭电枪、定扭风枪等）一般是测量不同状态下的残余扭矩，用测得的残余扭矩与扭矩设计值进行对照，确定连接副是否可靠，是否对行车**带来隐患；对于冲击扳手工序，由于精度无法控制，残余扭矩无明显规律，故采用划线法判定是否存在松动，间接判定是否连接可靠。
对于自动拧紧机的工位，能及时记录紧固件的动态扭矩， 即紧固件被紧固、拧紧过程中测量的扭矩峰值，通过动态扭矩数据分析，可监控扭矩的拧紧状态、评价工艺能力和连接可靠性。
5.1 残余扭矩法验证
5.1.1 残余扭矩定义
在一般情况下测试采用在安装结束后静置三分钟后进行测试，采用再次拧紧的方式下，驱动角度一般在 5°到 10°之间，从测试力矩扳手（表盘式、数显式等，见图 1）上读取的数值为残余扭矩。
