螺栓的應力分析

2024年2月21日發(作者：設備租賃合同范本)

柴油機缸蓋螺栓的應力分析

摘要：結合大功率柴油機性能強化的數值計算，在考慮螺紋的基礎上建立了

氣缸蓋螺栓的CAD裝配體模型；并采用 接觸分析法對螺栓的應力應變進行了三維有限元計算.對螺栓的疲勞強度進行 了校核。分析結果表明?螺紋受力仍處于彈 性變化范圍.可采用轉角法進一步擰緊。 關鍵詞：螺栓疲勞強度有限元分析轉角法

弓言：缸蓋螺栓是在循環交變應力條件下工作的.是發動機零件強度要求最 高的螺栓之一。螺栓雖小.但由于其兒何形狀和載荷條件十分復雜.目前國內對 螺栓工作時的應力應變狀態的研究還不夠。本文針對螺紋聯接件的特點，以濰柴

6160型柴油機提升功率為例.對缸蓋螺栓的疲勞強度進行了有限元計算校核, 以此來探討高強度螺栓的計算分析方法，研究螺栓的疲勞應力應變狀態。計算基 于以下條件：發動機提升功率后的缸內氣體爆發壓力由11MPa提高到13MPO：

螺栓預緊力矩:丁=650N?m.螺栓規格與材料性能:M27X2、10.9級高強度螺栓, 材料45Cr,抗拉強度o b=1000MPd,屈服極限。9= 835MPa,公稱應力截面積

As= 459.2mm2o

疲勞極限。一

1=330MPo。

圖1螺栓裝配及螺栓聯接受力分配圖

1螺栓預緊力的計算

缸蓋螺栓的裝配見圖1所示。擰緊力矩T使 螺栓和被連接件之間產生預緊力Q“擰緊力矩T

等于螺旋副間的摩擦力矩「和螺母環形端而與 被連接件支承而間的摩擦阻力矩丁2之和.即

T=TI+T2O螺旋副間的摩擦力矩Ti=Qp ? d2/w ? tg (P + X),螺母與支承而之間摩擦阻力矩T.= U? QP/3 ? ( Do

3)/( Do

A由此可得螺栓預緊力6

的計算方法如下：

QP= 2T

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

3— do

3

Do

2— do

2

由此公式可以計算得出缸蓋螺拴的預緊力

QP= 126454 No

2疲勞強度計算

大量實踐統計表明.承受交變載荷的螺栓聯

接80%以上為疲勞破壞［1］。而缸蓋螺栓是在氣體 爆壓等變應力條件下工作的.因此要精確校核其 強度必須采用疲勞應力校核。

2.1變應力時機械零件疲勞強度理論

變應力零件的破壞都是由疲勞產生的。圖2

給出了零件的疲勞曲線圖。很明顯.零件受到應力 越大，它所能經歷的循環次數就越少。但對試件進 行大量的對稱循環疲勞實驗發現：當應力減小到 某一臨界值時.試件經歷無窮多次應力循環也不 發生疲勞破壞。這一臨界值即為疲勞極限o-1o在 小于o-1條件下工作.零件具有無限壽命【譏 圖2零件的疲勞曲線及材料的極限應力曲線圖 在om-o a直角坐標系中，標定三個極限

點：對稱循環點A(0. c-d、脈動循環點D( 0o/2.格以提高計算精度，并在螺紋部分進行了網 格局

部細化.如下圖5所示。

其中.螺栓劃分單元數27115,節點數35987.

螺栓材料45Cr.其物理性能參數見表譏2.4邊界條件與載荷

2.4.1接觸邊界：為更接近于實際情況.在螺

帽與缸蓋接觸而、螺紋與螺母接觸而模擬為摩擦 接觸.摩擦系數設定為0.15,并假定接觸面之間處

于小滑動狀態.滿足于庫侖定理中有關小滑動狀 態的切向摩擦條件。庫侖摩擦條件通過罰函數方

式加以限制。

2.4.2全約束：根據模型的工作條件.約束機

座底部所有節點的六個自由度。

2.4.3載荷：根據螺栓承受交變應力的工作情

況，分兩種工況施加載荷。

工況一：對螺栓施加預緊力QP：

工況二：對螺栓施加預緊力GU對缸蓋底而

缸徑大小所對應的圓域內施加13MPa爆發壓力：

2.4.4計算中螺栓的預緊力載荷通過降溫冷

縮方法模擬，詳見文獻［2］。

2.5計算結果分析

2.5.1螺栓的應力應變分析

以下給出的是螺栓及螺紋的計算結果應力云

圖。

圖由應力分布云圖可以看出.螺栓工作時最危 險點發生在螺栓底端第一螺紋根部.此處產生了 很大的局部應力和應變：次危險點出現在螺栓頭 根部.而且都存在著明顯的應力集中現象。其最大

應力值見表2所列。這與實際情況相吻合。大量實 踐表明同交變工作狀態下的聯接螺栓各螺牙受力 不一致，第一牙受力最大.且容易產生疲勞破壞。而 僅次于螺紋疲勞破環的是螺栓頭部過渡處的疲勞 斷裂,這也是由于應力集中作用造成的。所以此處 的過渡圓弧大小對應力分布影響很大.圓弧越大 應力越小。還可以采用開卸載槽的方法減小此處 的應力集中.以到達提髙螺栓疲

勞強度目的。由上表中可以計算得出.應力幅C*

(658.154- 608.66) /2=24.747MPa.平均應力

o m=

(658.154+ 608.66) /2=633.407MPa：則得疲勞安全 系數：

K<, / ￡。?

0 a+ iba ?

=330

0 m

1/0.75 X 24.747+0.2 X 633.407

=2.067

內燃機設計要求螺栓疲勞安全系數r>〉2皿因 此螺栓的疲勞強度勉強滿足。

2.5.2螺栓預緊方法探討

扭矩法計算校核強度是以材料彈性區為界限 的。而計算結果也表明工作中螺拴處于彈性階段

(O

max< 0

S).由此判定本文螺栓采用扭矩法擰緊。 如圖9中OB階段所示.正處在螺栓應力與應變 直線上升的彈性區.應力變化量大而應變量很小。 但也正是由于螺栓工作在應力變化的敏感區.預

緊力離散性大.很容易因實際預緊力不足而引起 損壞。

轉角法⑷是近年來在發動機強力螺栓預緊力 擰緊中推廣應用的新方法。這種方法就是在扭矩 法的基礎上，再一次或分幾次把螺栓(或螺母)旋 轉一定角度，此時材料已接近或進入塑性區.軸向

力已從初始扭矩的急劇變化階段上升到逐漸平緩 工況

垠大主應力

o 1. MPa

最大軸向應力

o

2. MPa

垠大剪應力

T ER MPa

工況—?608?66 576.45 306.83

工況二658.15A 629.78 380.47

SHIYAN YU YAM J IU

-21-階段。其工作點相當干圖中的BC范圍.實際 上已進入材料屈服區。在這種狀態下.應變量變化 大而應力變化相對減小，這一特點對缸蓋螺栓承 受爆壓傳遞來的脈沖載荷時保持軸向力的相對穩 定是有利的。此時?軸向緊固力及其誤差主要取決 于螺栓的材料強度及其誤差.而摩擦系數及其它 外部因素對其幾乎沒有影響。所以.預緊力的分散 性減少.波動極限減小。

因此.由于發動機提升功率后螺栓的疲勞強 度勉強足夠.可以適當增大擰緊力矩.即用轉角法 將螺栓擰到接近屈服點.螺栓本身的疲勞強度會 有所提高。

3結論

通過對大功率柴油機性能強化的數值計算. 本文對缸蓋螺栓作了有限元疲勞強度的校核分 析。結果表明發動機提升功率后原機4XM27缸 蓋螺栓聯接的疲勞強度仍基本滿足要求。但可以 適當增大擰緊力矩.即用轉角法(再轉過一定角 度).將螺栓擰到接近屈服點.螺栓本身的疲勞強 度會有所提髙。本文雖沒有進行實驗臉證.但采用 裝配體建模方法獨到.結果分析合理.所探討的方

法對柴油機髙強度螺栓的優化設計研究具有一定 參考價值。

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