螺栓的应力分析

1、柴油机缸盖螺栓的应力分析摘要：结合大功率柴油机性能强化的数值计算，在考虑螺纹的基础上建立了 气缸盖螺栓的CAD装配体模型；并采用 接触分析法对螺栓的应力应变进行了三 维有限元计算.对螺栓的疲劳强度进行了校核。分析结果表明螺纹受力仍处于 弹性变化范围.可采用转角法进一步拧紧。关键词：螺栓疲劳强度有限元分析 转角法弓言：缸盖螺栓是在循环交变应力条件下工作的.是发动机零件强度要求最高 的螺栓之一。螺栓虽小.但由于其儿何形状和载荷条件十分复杂.目前国内对螺栓 工作时的应力应变状态的研究还不够。本文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160 型柴油机提升功率为例.对缸盖螺栓的疲劳强度进行了有限元计算校核，以此

2、来探 讨高强度螺栓的计算分析方法，研究螺栓的疲劳应力应变状态。计算基于以下条 件：发动机提升功率后的缸内气体爆发压力由iiMPa提高到13MPO：螺栓预紧力 矩:亍=650N * m.螺栓规格与材料性能:M27X2、109级高强度螺栓，材料45客抗拉强 度 o b=1000MPd, 屈服极限。 9= 835MPa, 公称应力截面积 As= 459.2mm2o 疲劳极限。一一 1=330MPo。外Ofl, 变形图1螺栓装配及螺栓联接受力分配图1螺栓预紧力的计算缸盖螺栓的装配见图1所示。拧紧力矩T使螺栓和被连接件之间产生预紧力Q“拧紧力矩T等于 螺旋副间的摩擦力矩和螺母环形端而与 被连接件支承而间

3、的摩擦阻力矩丁 2之和即T=TI+T2O 螺旋副间的摩擦力矩Ti=Qp d2/w tg (P + X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩T.= U - QP/3 ( Do3)/( DoA由此可得螺栓预紧力6的计算方法如下：QP= 2TdAtg( P + X) +0.667 U Do3 doDo2 do2由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力QP= 126454 No2疲劳强度计算大量实践统计表明.承受交变载荷的螺栓联接80%以上为疲劳破坏1。而缸盖螺栓是在气体爆压等变应力条件下工作的.因此要精确校核 其强度必须采用疲劳应力校核。2.1变应力时机械零件疲劳强度理论变应力零件的破坏都是由疲劳产生的。图2给

4、出了零件的疲劳曲线图。很明显.零件受到应力 越大，它所能经历的循环次数就越少。但对试 件进行大量的对称循环疲劳实验发现：当应力减小到某一临界值时.试件经历无穷多次应力循 环也不发生疲劳破坏。这一临界值即为疲劳极限o-1。在小于o-1条件下工作.零件具有无限寿命 【讥图2零件的疲劳曲线及材料的极限应力曲线图在om-o a直角坐标系中，标定三个极限点：对称循环点A(0. c-d、脉动循环点D( 0。/2.格以提高计算精度，并在螺纹部分进行了网格局 部细化.如下图5所示。其中.螺栓划分单兀数27115，节点数35987.螺栓材料45Cr.其物理性能参数见表讥2.4边界条件与载荷2.4.1接触边界：为

5、更接近于实际情况.在螺帽与缸盖接触而、螺纹与螺母接触而模拟为摩擦 接触.摩擦系数设定为0.15，并假定接触面之间处 于小滑动状态.满足于库仑定理中有关小滑动状态的切向摩擦条件。库仑摩擦条件通过罚函数方 式加以限制。2.4.2全约束：根据模型的工作条件.约束机座底部所有节点的六个自由度。2.4.3载荷：根据螺栓承受交变应力的工作情况，分两种工况施加载荷。工况一：对螺栓施加预紧力QP：工况二：对螺栓施加预紧力GU对缸盖底而缸径大小所对应的圆域内施加13MPa爆发压力：2.4.4计算中螺栓的预紧力载荷通过降温冷缩方法模拟，详见文献2。2.5计算结果分析2.5.1 螺栓的应力应变分析以下给出的是螺栓及

6、螺纹的计算结果应力云图。图由应力分布云图可以看出.螺栓工作时最危 险点发生在螺栓底端第一螺纹根部.此处产生了很 大的局部应力和应变：次危险点出现在螺栓头 根部.而且都存在着明显的应力集中现象。其最大 应力值见表2所列。这与实际情况相吻合。大量实 践表明同交变工作状态下的联接螺栓各螺牙 受力不一致，第一牙受力最大.且容易产生疲劳破坏。而仅次于螺纹疲劳破环的是螺栓头部过 渡处的疲劳断裂，这也是由于应力集中作用造成的。所以此处 的过渡圆弧大小对应力分布影响 很大.圆弧越大应力越小。还可以采用开卸载槽的方法减小此处的应力集中.以到达提高螺栓疲劳强度目的。由上表中可以计算得出.应力幅C*(658.154

7、- 608.66) /2=24.747MPa.平均应力o m=(658.154+ 608.66) /2=633.407MPa：则得疲劳安全 系数：K2皿因此螺栓的疲劳强度勉强满足。2.5.2 螺栓预紧方法探讨扭矩法计算校核强度是以材料弹性区为界限的。而计算结果也表明工作中螺拴处于弹性阶段 (Omax 0S).由此判定本文螺栓采用扭矩法拧紧。如图9中OB阶段所示.正处在螺栓应力与应变直 线上升的弹性区.应力变化量大而应变量很小。但也正是由于螺栓工作在应力变化的敏感区.预 紧力离散性大.很容易因实际预紧力不足而引起 损坏。转角法是近年来在发动机强力螺栓预紧力 拧紧中推广应用的新方法。这种方法就是在

8、扭矩 法 的基础上，再一次或分几次把螺栓(或螺母)旋转一定角度，此时材料已接近或进入塑性区.轴向 力已从初始扭矩的急剧变化阶段上升到逐渐平缓工况垠大主应力。1. MPa最大轴向应力。2. MPa垠大剪应力T ER MPa工况一 -608 66 576.45 306.83工况二 658.15A 629.78 380.47SHIYAN YU YAM J IU-21-阶段。其工作点相当干图中的BC范围.实际上已进入材料屈服区。在这种状态下.应变量变 化 大而应力变化相对减小，这一特点对缸盖螺栓承 受爆压传递来的脉冲载荷时保持轴向力的相 对稳定是有利的。此时轴向紧固力及其误差主要取决于螺栓的材料强度及

9、其误差.而摩擦系数 及其它外部因素对其几乎没有影响。所以.预紧力的分散 性减少.波动极限减小。因此.由于发动机提升功率后螺栓的疲劳强度勉强足够.可以适当增大拧紧力矩.即用转角法将 螺栓拧到接近屈服点.螺栓本身的疲劳强度会有所提高。3结论通过对大功率柴油机性能强化的数值计算.本文对缸盖螺栓作了有限元疲劳强度的校核分 析。 结果表明发动机提升功率后原机4XM27缸盖螺栓联接的疲劳强度仍基本满足要求。但可以适当 增大拧紧力矩.即用转角法(再转过一定角度)将螺栓拧到接近屈服点.螺栓本身的疲劳强度会 有所提高。本文虽没有进行实验脸证.但采用装配体建模方法独到.结果分析合理.所探讨的方 法对柴油机高强度螺栓的优化设计研究具有一定参考价值。参考文献：1王志.黄荣华现代高强度缸盖螺栓设计方法研究柴油机设计与制造200