螺栓預(yù)緊力對(duì)艦用汽缸力學(xué)特性的影響研究

史冬巖 張 亮 張 成 高旭文 張桐鳴

（哈爾濱工程大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 哈爾濱150001）

0 引 言

艦船設(shè)備特別是A類設(shè)備的破壞是一個(gè)關(guān)系到艦船生命力的重要問題。在船體破損的情況下，動(dòng)力抗沉性要求能夠利用動(dòng)力設(shè)備的完好性達(dá)到生存的目的［1］。主汽輪機(jī)汽缸作為艦船的重要?jiǎng)恿υO(shè)備，開展其力學(xué)特性研究具有實(shí)際意義。

艦用汽缸在工作時(shí)，滲漏和變形是最為常見的問題，汽缸結(jié)合面的緊密性影響到機(jī)組的安全性和經(jīng)濟(jì)性。以往在汽缸裝配過程中經(jīng)常會(huì)采取一定措施來實(shí)現(xiàn)汽缸的密封，如研刮結(jié)合面、局部補(bǔ)焊、控制螺栓預(yù)緊力等方法。

當(dāng)前，國(guó)內(nèi)外關(guān)于螺栓連接的研究很多，但是關(guān)于螺栓預(yù)緊力對(duì)設(shè)備力學(xué)性能影響的研究還很少，尤其涉及到對(duì)艦船設(shè)備影響的研究更少。本文以某艦用汽缸為例，研究螺栓預(yù)緊力對(duì)艦用汽缸力學(xué)特性的影響，旨在為艦用汽缸裝配時(shí)通過控制螺栓預(yù)緊力來減少汽缸工作時(shí)的滲漏提供可靠、有意義的參考依據(jù)，也為汽缸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供參考。

1 有限元模型的建立

本文選取某艦用汽缸模型為研究對(duì)象，研究螺栓預(yù)緊力對(duì)其力學(xué)特性的影響，所選模型為平面軸對(duì)稱模型，實(shí)際工作條件也為平面軸對(duì)稱邊界，故可取1/2模型為分析模型。汽缸上缸和下缸的材料均為ZG06Cr13Ni4Mo，采用雙頭螺柱連接，螺柱材料為25Cr2MoV，螺母為35CrMoA。由于實(shí)際艦用汽缸模型中存在許多小特征結(jié)構(gòu)，這些結(jié)構(gòu)對(duì)整個(gè)模型計(jì)算精度的影響可以忽略，卻給計(jì)算過程帶來很大代價(jià)，故可將這些小特征簡(jiǎn)化，為了提高計(jì)算的速度和收斂性，且不影響實(shí)際計(jì)算結(jié)果，可將螺柱簡(jiǎn)化成圓柱。

本文利用大型有限元前處理軟件HyperMesh對(duì)艦用汽缸模型進(jìn)行有限元前處理，以國(guó)際上通用的大型非線性有限元仿真軟件ABAQUS對(duì)艦用汽缸模型進(jìn)行數(shù)值仿真計(jì)算。為減少自由度數(shù)目、降低計(jì)算成本并有效地提高計(jì)算精度，本文將艦用汽缸模型劃分為精細(xì)的四面體網(wǎng)格，單元類型選擇為三維實(shí)體單元。為了真實(shí)地模擬汽缸上缸和下缸的工作特性，上缸和下缸的接觸面定義為有摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15，螺桿和汽缸下缸旋緊的部分采用綁定約束，螺母和汽缸上缸的接觸面采用摩擦系數(shù)為0.15的有摩擦接觸，螺母和螺桿的旋緊部分采用綁定約束。圖1所示為艦用汽缸的網(wǎng)格模型。

2 模型有效性驗(yàn)證

進(jìn)行有限元數(shù)值仿真計(jì)算，模型是否正確是關(guān)系到仿真結(jié)果正確與否最為基礎(chǔ)的環(huán)節(jié)，在將有限元模型用于仿真計(jì)算前，需要對(duì)其有效性進(jìn)行驗(yàn)證型計(jì)算，即需要進(jìn)行模態(tài)分析［1，2］。

模態(tài)分析用于確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，即通過研究無阻尼系統(tǒng)的自由振動(dòng)，得到振動(dòng)系統(tǒng)的自然屬性，即固有頻率和振型［3-6］。通過模態(tài)分析可以驗(yàn)證結(jié)構(gòu)的連貫性，單元節(jié)點(diǎn)的關(guān)聯(lián)性及網(wǎng)格是否存在畸變。

圖1 艦用汽缸網(wǎng)格模型

圖2所示為艦用汽缸某階的振型圖，由圖可以看出艦用汽缸有限元模型不存在畸變單元，單元節(jié)點(diǎn)相互關(guān)聯(lián)，有限元模型質(zhì)量較好，模型本身可以認(rèn)為符合計(jì)算要求。通過模態(tài)分析，驗(yàn)證了模型的有效性，因此可以將該模型用于艦用汽缸力學(xué)性能的數(shù)值仿真計(jì)算。

圖2 汽缸振型

3 載荷及邊界條件

絕大多數(shù)螺紋連接在裝配時(shí)都必須擰緊，使連接在承受工作載荷之前，預(yù)先受到力的作用，這個(gè)預(yù)加作用力稱為預(yù)緊力。預(yù)緊的目的在于增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對(duì)滑移［7］。

適當(dāng)選擇一定的預(yù)緊力對(duì)螺紋連接的可靠性以及連接件的疲勞強(qiáng)度都是有利的，但過大的預(yù)緊力會(huì)導(dǎo)致整個(gè)連接的結(jié)構(gòu)尺寸增大，也會(huì)使連接件在裝配或偶然過載時(shí)被拉斷。通常規(guī)定，擰緊后螺紋連接件在預(yù)緊力作用下產(chǎn)生的預(yù)緊應(yīng)力不得超過其材料屈服極限σs的80%，對(duì)于合金鋼螺栓連接的預(yù)緊力F0，通常按下式關(guān)系確定：

式中：A1為螺栓危險(xiǎn)截面的面積；

A1=πd12/4（d1為螺栓小徑）。艦用汽缸在實(shí)際工作中各級(jí)受壓均不同，本文采用實(shí)驗(yàn)所測(cè)壓力對(duì)艦用汽缸分級(jí)加載，其值如表1所示，研究艦用汽缸的力學(xué)特性，汽缸載荷及邊界如圖3所示。通過《工程材料手冊(cè)》查得25Cr2MoV的屈服應(yīng)力可達(dá)1 042 MPa，按（1）式計(jì)算螺栓的預(yù)緊力，先對(duì)螺栓施加較小的預(yù)緊力，試算螺栓受力及汽缸變形情況，再逐漸增大螺栓的預(yù)緊力，計(jì)算螺栓和汽缸的響應(yīng)，M56螺栓和M30螺栓預(yù)緊力工況如表2所示。

表1 氣缸壓力值

圖3 艦用汽缸載荷及邊界條件

表2 預(yù)緊力工況

4 計(jì)算結(jié)果分析

艦用汽缸滲漏主要是由于在受載時(shí)汽缸會(huì)發(fā)生變形，上缸和下缸的結(jié)合面處會(huì)產(chǎn)生相對(duì)位移，進(jìn)而產(chǎn)生縫隙。結(jié)合面處相對(duì)移動(dòng)的大小程度直接關(guān)系到汽缸滲漏的嚴(yán)重與否，對(duì)螺栓施加一定的預(yù)緊力后可以很好地抑制結(jié)合面處的相對(duì)位移，但是過大的預(yù)緊力會(huì)造成螺栓在受載時(shí)被損壞，因此應(yīng)保證結(jié)構(gòu)在受載時(shí)螺栓不會(huì)發(fā)生破壞。而在一般機(jī)械制造中，在靜載的情況下，塑性材料安全系數(shù)可取ns=1.2～2.5［8］。 本文螺栓安全系數(shù)取 n=1.5，則螺栓許用應(yīng)力［σ］為：

為了對(duì)比分析螺栓預(yù)緊力對(duì)艦用汽缸力學(xué)特性的影響，本文分別計(jì)算了汽缸在無預(yù)緊力時(shí)的變形及螺栓強(qiáng)度，汽缸在不同預(yù)緊力工況下的變形及螺栓強(qiáng)度，提出最大縫隙值，比較最大縫隙和預(yù)緊力的關(guān)系。

圖4 艦用汽缸無預(yù)緊力

艦用汽缸在無預(yù)緊力時(shí)，其螺栓應(yīng)力云圖和汽缸變形云圖如圖4所示，由圖可知螺栓最大應(yīng)力σ0=185.8 MPa＜［σ］滿足強(qiáng)度要求，汽缸最大縫隙f0=0.251 mm。圖5所示為艦用汽缸在有預(yù)緊力時(shí)，工況一～工況四不同預(yù)緊力下，螺栓的應(yīng)力云圖、汽缸的變形云圖及最大縫隙值。

不同預(yù)緊力下螺栓最大應(yīng)力及汽缸變形最大縫隙如下表3所示。由表3可知，在預(yù)緊力M56螺栓為1 100 000 N，M30螺栓為340 000 N時(shí)，即工況四下，螺栓應(yīng)力 σ4=710.2 MPa＞［σ］，螺栓已破壞，汽缸的最大縫隙和工況三相當(dāng)。將不同工況下，螺栓預(yù)緊力和汽缸最大縫隙的關(guān)系進(jìn)行擬合，螺栓預(yù)緊力和螺栓最大應(yīng)力的關(guān)系進(jìn)行擬合，將螺栓預(yù)緊力轉(zhuǎn)化為螺栓預(yù)緊應(yīng)力，并和螺栓材料屈服應(yīng)力進(jìn)行對(duì)比，其值和汽缸最大縫隙及螺栓最大應(yīng)力的關(guān)系如圖6所示。

圖5 螺栓受力和汽缸變形

表3 螺栓預(yù)緊力和應(yīng)力及汽缸最大縫隙

圖6 螺栓預(yù)緊力和汽缸縫隙及螺栓應(yīng)力關(guān)系

由圖6可知，螺栓預(yù)緊應(yīng)力在螺栓材料屈服極限的10%左右時(shí)，艦用汽缸縫隙有很明顯的減小，而螺栓的最大應(yīng)力很小；螺栓預(yù)緊應(yīng)力在螺栓材料屈服極限的45%左右時(shí)，艦用汽缸縫隙有較明顯的減小，螺栓的最大應(yīng)力約為600 MPa，滿足強(qiáng)度要求；螺栓預(yù)緊應(yīng)力在螺栓材料屈服極限的52%左右時(shí)，艦用汽缸縫隙減小平緩，螺栓的最大應(yīng)力約為680 MPa，滿足強(qiáng)度要求；當(dāng)螺栓預(yù)緊應(yīng)力超過螺栓材料屈服極限的52%時(shí)，艦用汽缸縫隙減小平緩，螺栓的最大應(yīng)力大于695 MPa，螺栓破壞。故在汽缸裝配時(shí)，為防止汽缸工作產(chǎn)生相對(duì)變形而發(fā)生滲漏，充分利用螺栓預(yù)緊力，應(yīng)將螺栓預(yù)緊力控制在其材料屈服極限的45%～52%之間。

5 結(jié) 語

本文以某艦用汽缸為研究對(duì)象，考慮不同預(yù)緊力工況下，對(duì)該型艦用汽缸結(jié)構(gòu)進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，考察了工作狀態(tài)下汽缸的變形及螺栓的強(qiáng)度，既可以為汽缸裝配時(shí)預(yù)緊力的控制和減少汽缸的滲漏提供可靠、有意義的參考依據(jù)，也可以對(duì)汽缸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供參考。通過仿真分析，得到結(jié)論主要如下：

（1）艦用汽缸在無螺栓預(yù)緊力時(shí)工作，會(huì)產(chǎn)生較大的相對(duì)位移，容易發(fā)生滲漏影響艦船的安全性和經(jīng)濟(jì)性；

（2）艦用汽缸在較小螺栓預(yù)緊力下工作，相對(duì)位移會(huì)得到改善，但并未充分發(fā)揮螺栓的預(yù)緊力作用，可以通過進(jìn)一步增加螺栓預(yù)緊力來減少艦用汽缸工作時(shí)的相對(duì)位移，從而減小汽缸縫隙；

（3）為了充分發(fā)揮螺栓預(yù)緊力作用并保證螺栓不被破壞，艦用汽缸裝配時(shí)應(yīng)將螺栓預(yù)緊力控制在其材料屈服極限的45%～52%之間。

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