螺栓的应力分析

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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引言：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，但由于其几何形状和载荷条件T•分复杂，口前国内对螺栓工作吋的应力应变状态的研究述不够。木文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160型柴油机

2、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。计算基于以下条祚：菠动机捷升功率后的缸內气林攥废压另由11MPa提高到13MPa;螺屜预紧分矩:T=650N・m,螺枠规箱与材料柱能:M27X2、10.9级高强度螺栓,材料456,抗拉强度ob=1000MPci,屈服极限835MPQ,公称应力截面积As=459.2mm2o疲劳极限。一1=330MP。。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。拧紧力矩丁使螺栓和被连接件之间

3、产牛预紧力Qx拧紧力矩丁等于螺旋副间的摩擦力矩「和螺母环形端面与被连接件支承而间的摩擦阻力矩丁2Z和.即丁=「+丁2。螺旋副间的摩擦力矩T产Qq・d2/w・tg(P+X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩丁2=卩・Qp/3・(Do3—do3)/(Do2—do2),由此可得螺栓预紧力Qp的计算方法如下：Qp=2Td2tg(P+入)+0.667PDo3—do3Do2—do2由此公式nJ以计算得出缸盖螺栓的预紧力Qp=126454No2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

4、压等变应力条件下工作的，因此要粘确校核莫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Illi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在小于。“条件下工作•零件具有无限寿命4。图2零件的疲劳曲线及材料的极限应力曲线图在om—«a直角坐标系中.标定三个极限点：对称循环点A(0.a-i)、脉动循环点D(Qo/2,格

5、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。其屮•螺栓划分单元数27115.节点数35987.螺栓材料450.其物理性能参数见表1。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，在螺帽与缸盖接触面、螺纹与螺付接触面模拟为摩擦接触，摩擦系数设定为0.15,并假处接触面之间处丁•小滑动状态，满足丁•库仑定理中有关小滑动状态的切向燃擦条件。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白由度。2.4.3载荷：根据螺栓承受交变应力的工作情况.分两

6、种工况施加载荷。工况一：对螺栓施加预紧力Q〉；工况二：对螺栓施加预紧力Q.对缸盖底面缸径大小所对应的圆域内施加13MPa爆发压力；2.4.4计算屮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牛-在螺栓底端第一螺纹根部.此处产牛-了很大的局部应力和应变；次危险点出现在螺栓头根部，而II都存在看明显的应力集屮现彖。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⑶.交变工作状态

7、下的联接螺栓各螺才受力不一致，第一牙受力最人,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•这也是由于应力集屮作用造成的。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。还可以釆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肚应力幅(658.154-608.66)/2=24.747MPa,平均应力om=(658.1544-608.66)/2=633.407MPa;则得疲劳安全系数：n=o'oe°ae=0-1Ka/£a•Oa+屮。*Om=330l/0.75

8、X24.747+0.2X633.407=2.067内燃机设计要求螺栓疲劳安全系数Q〉2⑶，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栓处于弹性阶段(amox