功率提升對發(fā)動機(jī)關(guān)鍵螺栓強(qiáng)度的影響分析

李軍民+劉近平

摘 要：發(fā)動機(jī)功率提升后需要對其關(guān)鍵螺栓進(jìn)行重新設(shè)計和強(qiáng)度計算，本文以某型柴油機(jī)為例，主要探討了氣缸蓋螺栓和連桿螺栓的強(qiáng)度校核。結(jié)果表明，由于最大爆發(fā)壓力的升高，原機(jī)的氣缸蓋螺栓已不能達(dá)到強(qiáng)度要求，采用較粗直徑螺栓，其疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)可滿足設(shè)計要求；當(dāng)活塞連桿組的質(zhì)量、曲柄連桿機(jī)構(gòu)的尺寸參數(shù)不變時，連桿螺栓受到的慣性力、預(yù)緊力及其總拉力的大小也不改變，可采用原機(jī)規(guī)格的連桿螺栓。

關(guān)鍵詞：螺栓；功率提升；強(qiáng)度計算

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2017.22.011

1 引言

螺栓連接是發(fā)動機(jī)中重要的連接方式之一，發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵螺栓包括氣缸蓋螺栓、連桿螺栓、主軸承螺栓和飛輪螺栓等高強(qiáng)度螺栓，其連接質(zhì)量直接影響著發(fā)動機(jī)的動力性、安全性和連接部位的泄露情況，所以螺栓的設(shè)計和強(qiáng)度校核是發(fā)動機(jī)設(shè)計時的一項重要內(nèi)容之一。

本文針對螺紋連接件的特點，以某型柴油機(jī)提升功率為例，對其氣缸蓋螺栓和連桿螺栓進(jìn)行了強(qiáng)度計算，以此探討高強(qiáng)度螺栓的計算分析方法。

2 氣缸蓋螺栓的強(qiáng)度計算

發(fā)動機(jī)氣缸蓋螺栓材料為40Cr，規(guī)格為M20×1.5、10.9級高強(qiáng)度螺栓，其抗拉強(qiáng)度σb=940MPa，屈服極限σs=785MPa，拉壓疲勞極限σ-1z=337MPa。

2.1 預(yù)緊力的計算

螺栓預(yù)緊力的正確選擇，是保證氣缸蓋與機(jī)體的連接，在承受各種載荷的情況下，接觸面不會產(chǎn)生松動，不漏氣，維持在良好的接觸狀態(tài)的關(guān)鍵。預(yù)緊力的計算可按照《機(jī)械設(shè)計》教材和《緊固件連接設(shè)計手冊》、柴油機(jī)設(shè)計的有關(guān)資料及手冊、國外的一些資料推薦的公式進(jìn)行。本文采用國外計算螺栓預(yù)緊力的方法，直接取用螺栓材料屈服極限的75%來確定預(yù)緊力，公式為：

2.2 疲勞強(qiáng)度校核

氣缸蓋螺栓是在循環(huán)交變載荷下工作的，零件尺寸小，工作環(huán)境惡劣，發(fā)生失效時大多情況下是由疲勞失效引起的，故在此主要對其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的有關(guān)校核。按照柴油機(jī)設(shè)計的一些資料，疲勞安全系數(shù)n的公式為

式中，σ-1z為材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限；Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，一般來說對于螺栓桿長選取1.5，對于螺紋根徑選取4.5；εσ為工藝尺寸性系數(shù)，根據(jù)螺栓加工精度取值；ψσ為角系數(shù)，由試樣的材料特性決定；σa為應(yīng)力幅；σm為平均應(yīng)力。

2.2.1 氣缸蓋螺栓的受力與應(yīng)力計算

氣缸蓋和機(jī)體通過螺栓裝配擰緊后，氣缸蓋螺栓將承受預(yù)緊力，當(dāng)再受到燃燒壓縮氣體作用后，螺栓會進(jìn)一步被拉長，而機(jī)體與氣缸蓋的接觸部位的受壓情況將會有所松弛，機(jī)體受壓的預(yù)緊力會部分卸載，變?yōu)闅堄囝A(yù)緊力。故螺栓承受的最大載荷僅為殘余預(yù)緊力與工作載荷之和，或者為預(yù)緊力與部分工作載荷之和，即Qmax=QP+x·F/4。這里，F(xiàn)為工作載荷；x為部分載荷系數(shù)，對于銅質(zhì)石棉墊，取值0.8。

由上述分析可知，氣缸蓋螺栓所受載荷變化應(yīng)當(dāng)按照非對稱循環(huán)的形式來計算，應(yīng)力計算公式如下：

2.2.2 計算結(jié)果

經(jīng)計算，發(fā)動機(jī)功率提升后原氣缸蓋螺栓連接的疲勞安全系數(shù)小于2，根據(jù)發(fā)動機(jī)設(shè)計要求，對氣缸蓋螺栓連接采用了加大螺栓直徑的改進(jìn)方案，即采用M24×2螺栓。改進(jìn)后和原機(jī)的氣缸蓋螺栓疲勞安全系數(shù)計算結(jié)果見表2。

由表2疲勞安全系數(shù)的對比情況可以看出，由于發(fā)動機(jī)最大爆發(fā)壓力的升高，氣缸蓋螺栓所受實際工作載荷增大，采用原規(guī)格螺栓連接的疲勞強(qiáng)度已不能滿足要求，提出的增大螺栓直徑改進(jìn)連接方案的螺栓疲勞安全系數(shù)均大于2，達(dá)到了發(fā)動機(jī)設(shè)計要求。

3 連桿螺栓的強(qiáng)度計算

連桿螺栓由于其工作環(huán)境惡劣，承受交變載荷的作用，一直處于疲勞應(yīng)力狀態(tài)。并且其尺寸受到限制，若設(shè)計或加工處理不好，極易產(chǎn)生嚴(yán)重的應(yīng)力集中，導(dǎo)致出現(xiàn)疲勞裂紋乃至斷裂，進(jìn)而引起發(fā)動機(jī)機(jī)體、缸蓋、連桿及曲軸等主要零件被破壞。因此，除一般的機(jī)械性能要求外，還對其抗疲勞性能有較高的要求。

原機(jī)連桿螺栓的材料為40MnB，規(guī)格為M20×1.5、10.9級高強(qiáng)度螺栓，其抗拉強(qiáng)度σb=985MPa，屈服極限為σs=785MPa，拉壓疲勞極限為σ-1z=275MPa。

3.1 連桿螺栓的受力

連桿螺栓主要承受兩種力的作用：一是裝配時的預(yù)緊力，該力的大小、方向都不變，屬于靜載荷；二是承受活塞連桿往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量慣性力和連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量離心力的交變載荷。例如：活塞處于作功行程上止點時，缸內(nèi)壓縮氣體壓力要高于往復(fù)運(yùn)動慣性力與離心力之和，連桿受壓；這時慣性力與離心力對連桿螺栓沒有力的作用；而活塞處于進(jìn)氣行程上止點時，連桿螺栓將受到該往復(fù)慣性力和離心力的拉伸作用。

3.1.1 慣性力的計算

由于慣性力引起的載荷呈周期性變化，在發(fā)動機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時常超過壓縮氣體壓力引起的載荷，故應(yīng)在最高轉(zhuǎn)速時計算往復(fù)運(yùn)動的慣性力載荷。

式中，ω為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度；R為曲柄半徑；m1為活塞組的質(zhì)量；m2為集中在活塞銷軸線上的連桿質(zhì)量，m2=0.275m0，m0為連桿組的質(zhì)量；m3為集中在曲軸軸線上的連桿質(zhì)量，m3=0.725m0；m4為連桿大頭軸承蓋的質(zhì)量；λ為曲柄直徑與連桿長度比。

代入數(shù)據(jù)，計算得：Qjp=153kN。

由于該發(fā)動機(jī)連桿大頭端平面為平切口，故連桿螺栓所受慣性力引起的實際工作載荷就等于慣性力的大小。

3.1.2 預(yù)緊力的計算

發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時，連桿螺栓受到慣性力的拉伸作用，將使連桿與端蓋的結(jié)合發(fā)生破壞，使其連接產(chǎn)生分離，預(yù)緊力就是要克服這種慣性力。預(yù)緊力與活塞連桿運(yùn)動慣性力之間有如下關(guān)系：

計算得：Qp=191.3kN。

3.1.3 螺栓所受的最大拉力

連桿螺栓受到的最大拉力與活塞連桿運(yùn)動的慣性力、預(yù)緊力、螺紋連接的基本載荷系數(shù)和螺栓個數(shù)有關(guān)，可按以下公式計算：

式中，x為螺紋連接的基本載荷系數(shù)，取x=0.2。計算得，該連桿螺栓最大拉力為：Qmax=206.6kN。

3.2 疲勞強(qiáng)度計算

由以上分析可知，連桿螺栓所受載荷變化也應(yīng)當(dāng)按照非對稱循環(huán)的形式來計算，其最大應(yīng)力、最小應(yīng)力以及連桿螺栓疲勞安全系數(shù)的計算方法與氣缸蓋螺栓的計算相同。

在計算活塞連桿的運(yùn)動慣性力、連桿螺栓所受預(yù)緊力及最大拉力時，發(fā)現(xiàn)活塞組和連桿組的質(zhì)量、曲柄和連桿的尺寸參數(shù)都沒有改變，發(fā)動機(jī)功率提升前后這些力的值沒有產(chǎn)生變化，故采用原機(jī)規(guī)格的連桿螺栓仍可滿足疲勞強(qiáng)度要求。

4 結(jié)論

（1）發(fā)動機(jī)功率提升后，原機(jī)的氣缸蓋螺栓已不能滿足螺紋連接的強(qiáng)度要求，采用改進(jìn)方案的加粗直徑螺栓，計算結(jié)果表明，其疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)達(dá)到了設(shè)計要求。

（2）活塞連桿組的質(zhì)量、曲柄和連桿的尺寸參數(shù)不變，對連桿螺栓所受的慣性力、預(yù)緊力及其總拉力的計算結(jié)果不會產(chǎn)生影響，故可采用原機(jī)規(guī)格的連桿螺栓。

參考文獻(xiàn)：

[1]商潭蘇，謝克艷.發(fā)動機(jī)功能螺栓設(shè)計和強(qiáng)度校核[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2013（03）.

[2]戴軍.高強(qiáng)度螺栓設(shè)計的探討[J].內(nèi)江科技，2007（01）.

[3]孫悅娥，董如勝.柴油機(jī)設(shè)計（上冊）[M].西安：西安交通大學(xué)出版社，1987.

[4]王志，黃榮華.現(xiàn)代高強(qiáng)度缸蓋螺栓設(shè)計方法的研究[J].柴油機(jī)設(shè)計與制造，2002（01）.

[5]石秀勇，李國祥，胡玉平.發(fā)動機(jī)飛輪螺栓的三維有限元計算分析[J].中國機(jī)械工程，2006（08）.

[6]何太平.N6102Q柴油機(jī)連桿螺栓強(qiáng)度計算[J].車用發(fā)動機(jī)，1992（03）.

作者簡介：李軍民（1979-），男，河南漯河人，碩士，講師，主要從事汽車結(jié)構(gòu)及零部件的強(qiáng)度和性能分析。endprint