螺栓的应力分析

2024年2月21日发(作者：设备租赁合同范本)

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11MPa提高到13MPO：

螺栓预紧力矩:丁=650N・m.螺栓规格与材料性能:M27X2、10.9级高强度螺栓, 材料45Cr,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

1=330MPo。

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 • ( Do

3)/( Do

A由此可得螺栓预紧力6

的计算方法如下：

QP= 2T

d^tg( P + X) +0.667 U Do

3— do

3

Do

2— do

2

由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力

QP= 126454 No

2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-1o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( 0o/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.螺栓划分单元数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.以到达提髙螺栓疲

劳强度目的。由上表中可以计算得出.应力幅C*

(658.154- 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：

K<, / £。・

0 a+ iba •

=330

0 m

1/0.75 X 24.747+0.2 X 633.407

=2.067

内燃机设计要求螺栓疲劳安全系数r>〉2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

(O

max< 0

S).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⑷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

o 1. MPa

最大轴向应力

o

2. MPa

垠大剪应力

T ER MPa

工况—・608・66 576.45 306.83

工况二658.15A 629.78 380.47

SHIYAN 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 度会有所提髙。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

法对柴油机髙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.2002.( 1)

：14-17.

[2]

[3]

[4]

张红兵.杜建红.有限元模型中螺栓截荷施加方法 研究.机械设计与制造.1999J 6)

：32~33.

杨连生.内燃机设计.中国农业机械出版社.1981.

樊跃进.连杆螺栓预紧力与拧紧方法综述.柴油机.

刘鸿文.材料力学為等教育出版社.

2000.( 4)

：17~20.

[5]