螺栓預緊力對發(fā)動機氣缸蓋疲勞特性的影響

彭 飛

(唐山工業(yè)職業(yè)技術學院 機械工程系，河北 唐山 063299)

0 引言

發(fā)動機是由噴成霧狀的汽油經火花塞引燃爆炸而釋放內能的，所以氣缸蓋會受到有規(guī)律的循環(huán)交變的氣體壓力的作用，在這樣的工作環(huán)境下容易產生疲勞破壞。而氣缸蓋和缸體之間是通過螺栓連接的，螺栓的預緊力可以提高連接的可靠性，增強連接的緊密性和剛度[1]。

國內學者在氣缸蓋的疲勞壽命分析方面做了很多研究。華中科技大學的胡學武對某型號發(fā)動機氣缸蓋用FEMFAT進行高、低周疲勞壽命估算，并利用概率論對應力水平進行了可靠性評價[2]；七一一研究所的李麗婷等對某柴油機氣缸蓋建立了被試組件離散模型，進行了結構疲勞強度有限元分析，提出了氣缸蓋結構優(yōu)化方案，并通過疲勞試驗進行了驗證[3]。但從掌握的文獻來看，關于螺栓預緊力與氣缸蓋機械疲勞壽命之間關系的研究還比較少。

大量的實踐證明，螺栓預緊力對于連接的可靠性和被連接件的疲勞壽命都是有影響的[4-5]。因此，我們通過靜態(tài)分析，找到一個合適的螺栓預緊力，從而提高氣缸蓋的疲勞壽命，保證發(fā)動機能夠正常穩(wěn)定的工作。

1 有限元分析

1.1 模型的建立

利用SolidWorks完成氣缸蓋、螺栓、缸體和火花塞裝配體的建模，由于本研究主要討論螺栓預緊力與氣缸蓋疲勞壽命的關系，且缸體本身不易出現疲勞破壞，其形狀對分析沒有影響，所以以空心圓柱體模型代表缸體進行有限元分析，模型如圖1所示。氣缸蓋的直徑為130 mm，螺栓為4.8級，尺寸為M 8×40，氣缸內徑為90 mm。SolidWorks與Workbench有良好的配合，尤其是軸或孔類特征導入Workbench后曲面不會出現分割的情況，這為之后在Mechanical里添加螺栓預緊力提供了方便。

圖1 氣缸模型

1.2 網格劃分

采用六面體網格劃分方法對氣缸進行劃分，缸體控制網格體大小為3 mm，其余控制網格體大小為2 mm。建立的有限元模型共有321 620個節(jié)點，86 114個單元，網格單元質量較好，能夠比較精確地進行計算。圖2為氣缸的有限元模型。

圖2 氣缸有限元模型

1.3 載荷及邊界條件的確定

氣缸蓋和缸體之間可以分離但不能滑動，接觸定義為粗糙。螺栓螺紋部分和缸體孔面之間沒有相對運動，接觸定義為綁定。螺栓頭下表面和缸體上表面之間可以分離但一般不會分開，不能滑動，接觸定義為綁定。在螺栓光桿部分添加螺栓預緊力，在添加螺栓預緊力時，一般需要分步載荷，第一步載荷添加螺栓預緊力，第二步在“Define By”下選擇“Lock”，表示鎖定，后面的載荷步都是受預緊力的。

氣缸的氣缸蓋受到的最大氣體壓力為：

F=P0πd2/4，

(1)

式中，d為氣缸內徑，d=90 mm。

取氣缸內氣體的最高爆發(fā)壓力為：

P0=7 MPa，則F=44 509.5 N。

螺栓預緊力：

P0=σ0As，

(2)

其中，σ0=(0.5～0.7)σs，σs為螺栓材料的屈服極限，查表得σs=320 MPa；As為公稱應力截面積，查表得As=36.6 mm2。

經計算，螺栓預緊力大概在5 800～8 200 N之間。為了更加清楚全面地分析螺栓預緊力對氣缸蓋疲勞壽命的影響，在這里擴大螺栓預緊力的取值范圍為0～13 000 N，并在疲勞壽命變化較快的區(qū)間取較為密集的螺栓預緊力，以便更好地描繪其變化規(guī)律。

氣缸載荷及邊界條件如圖3所示。對缸體底面添加固定支撐，根據式(1)的計算結果，氣缸蓋底部添加力為44 509.5 N，方向為X軸正向，在6個螺栓的光面添加螺栓預緊力。

圖3 氣缸載荷及邊界條件

氣缸蓋受到兩種載荷作用，其中螺栓預緊力恒定不變，氣缸內氣體壓力則是循環(huán)交替變化的。因此在分析疲勞壽命時，需要采用非比例載荷進行分析，其基本思想是建立兩個不同的載荷環(huán)境代替單一的載荷環(huán)境來進行疲勞壽命分析。其中載荷環(huán)境一為恒定不變的螺栓預緊力，載荷環(huán)境二為氣缸蓋受到氣缸內氣體的最高爆發(fā)壓力。在計算時分別將兩種載荷環(huán)境下的靜力學計算結果算出，利用Solution Combination對兩種載荷環(huán)境進行線性組合，為Solution Combination添加“Fatigue Tool”，載荷類型選擇“Non-Proportional”，設置疲勞強度因子為0.8，計算理論選擇“Goodman”。最后進行非比例載荷的疲勞壽命計算。

1.4 恒定振幅疲勞計算

為了對比結果，首先對不受螺栓預緊力的載荷環(huán)境二進行靜力學分析。圖4為氣缸的變形云圖，圖5為螺栓的應力云圖，圖6為氣缸蓋的應力云圖。由圖4可知，氣缸蓋的最大變形位置在中間部分，大小為0.059 4 mm，整體向外凸出，且順著散熱片方向的邊緣位置變形相對較大，氣缸蓋和缸體有分離的趨勢。由圖5和圖6可知，螺栓的最大應力為155.86 MPa，位于螺栓光滑面部分朝向氣缸蓋中心的一側，螺栓主要發(fā)生彎曲和拉伸變形。而氣缸蓋的最大應力發(fā)生在與螺栓頭下表面接觸的位置，最大值為116.21 MPa，此處的應力隨著螺栓預緊力的加載還會增加。對載荷環(huán)境二添加“Fatigue Tool”，載荷類型選擇為“Fully Reversed”，計算得出整體最低壽命為2.12E+04次，可見在沒有螺栓預緊力的情況下，整體壽命較低。

圖4 氣缸的變形云圖

圖5 螺栓的應力云圖

圖6 氣缸蓋的應力云圖

2 非比例載荷疲勞壽命分析

2.1 疲勞壽命分析理論

在工程實踐中，大多數的零件處于循環(huán)交變載荷的作用下，在這些零件的高應力區(qū)，較弱的晶粒會產生破壞并逐漸累積形成微小的裂紋，裂紋逐漸增長，最后導致零件的斷裂，這樣的失效形式稱為疲勞損傷失效。有關疲勞累積損傷的理論大致可以歸納為三類：線性疲勞累積損傷理論、修正的線性疲勞累積損傷理論和非線性疲勞累積損傷理論。根據線性疲勞累積損傷理論，零部件的疲勞損傷在循環(huán)交變載荷作用下是可以線性疊加的，各個應力之間相互獨立、互不影響，當累積損傷達到一定程度時，就會發(fā)生疲勞破壞[6]。其中具有代表性的是Miner理論。

根據Miner理論，一個構件在受到恒定振幅載荷作用下，經過n次循環(huán)變化所形成的疲勞損傷為：

D=n/N，

(3)

式中，N為疲勞極限對應的循環(huán)次數。

在變幅載荷作用下，經過ni次循環(huán)變化所形成的疲勞損傷為：

(4)

臨界疲勞損傷為：

D=1。

(5)

此時構件會發(fā)生疲勞破壞。

2.2 不同螺栓預緊力下的疲勞壽命分析

基于Miner理論，對螺栓預緊力和氣缸內氣體壓力進行線性組合，利用Workbench中的組合求解功能計算疲勞壽命。對螺栓預緊力從1 kN到13 kN分別取值，計算出各螺栓預緊力下的疲勞壽命。圖7為螺栓預緊力為6 kN時的疲勞壽命云圖，圖8為疲勞壽命隨螺栓預緊力變化曲線。

圖7 螺栓預緊力為6 kN時的疲勞壽命云圖

圖8 疲勞壽命隨螺栓預緊力變化曲線

由圖8可知，當螺栓預緊力在0～5 kN變化時，整體疲勞壽命較低，且變化率不大；當螺栓預緊力超過6 kN時，疲勞壽命值迅速上升，大概在7.25～7.5 kN范圍內達到最大值，為E+06次，這在Workbench中即可認為是無限壽命。當螺栓預緊力在7.5～9 kN時，疲勞壽命又出現較大幅度的降低，超過9 kN后疲勞壽命降低的速度放緩并穩(wěn)定在較低水平。可見，螺栓預緊力對氣缸蓋的疲勞壽命影響非常大，正確添加螺栓預緊力對提高其疲勞壽命意義重大。

3 結論

利用Solidworks完成了氣缸的建模，并作了適當簡化。在Workbench里建立了兩個載荷環(huán)境，一個為恒定的螺栓預緊力，一個為氣缸蓋受到氣缸內氣體的最高爆發(fā)壓力。利用組合求解功能完成兩種載荷環(huán)境的線性組合，對整體進行了非比例載荷的疲勞壽命計算。可以看出螺栓預緊力對疲勞壽命的影響非常大，當螺栓預緊力在7.25～7.5 kN范圍內時，整體疲勞壽命達到最大值。本研究對氣缸蓋螺栓預緊力的選取具有一定指導意義，并可為其他螺栓連接件的疲勞壽命分析提供思路。