圓柱型螺栓擰緊順序對柴油機軸瓦的裝配影響

張霞 曹美文 王俊杰 陳飛 白樹學 梁國祥

摘要：針對某型車用柴油發(fā)動機裝配過程中，不同擰緊順序引起軸瓦不同程度變形，首先確立幾種經典的螺栓擰緊方案;然后建立柴油機有限元模型，利用分布載荷步的方法實現(xiàn)不同方案加載順序，從而得到最佳的擰緊順序;最后根據(jù)軸瓦在實際裝配過程中的變形量與模擬計算的結果誤差保證在20%以內，確保實驗的準確性與可行性。結果表明，分布加載螺栓預緊力比一次性加載能夠最大程度的消除殘余預緊力的作用，參照技術要求的擰緊順序比工人實際裝配經驗的變形量小，但效率不高;同時，實驗結果與實際測量變形值誤差量在6～11%之間，滿足實驗可行性要求。

關鍵詞：柴油發(fā)動機;螺栓擰緊順序;裝配

中圖分類號：TH131.3? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2020）24-0035-04

0? 引言

螺栓作為重要的連接件，由于其具有拆裝便捷、成本低、可靠性高等優(yōu)點，因此被大量的應用在各個行業(yè)的裝配流程中，儼然成為各零部件裝配中必不可少的部件。在柴油發(fā)動機的裝配過程中，螺栓對于上下箱體的連接起到了重要的作用，同時由于在裝配過程中位于箱體中心的瓦孔位置會受到來自螺栓預緊力的影響，隨著螺栓預緊力的不斷增大，軸瓦的變形量也會發(fā)生相應的變化，因此這對于要求裝配精度很高的軸瓦來說，研究螺栓的加載方式對軸瓦在裝配過程的變形量很有必要?；谏鲜鰲l件，本文針對在裝配中軸瓦的變形，分別采用四種螺栓的擰緊方案進行有限元分析，得到最利于整機裝配的方案。

1? 建立柴油發(fā)動機的三維模型

利用三維建模軟件UG對柴油發(fā)動機進行各零部件的建模，包括上箱體、中間體、雙頭螺栓、螺母以及軸瓦，為了減少后續(xù)有限元分析的計算量，將雙頭螺栓的螺紋部分省略掉，并將以上建好的零部件集成在裝配體模塊中進行裝配建模，得到的三維模型如圖1所示。

2? 柴油發(fā)動機的有限元分析

2.1 材料參數(shù)的設定

在ANSYS workbench中對柴油發(fā)動機的各零部件進行材料參數(shù)的設置，其中上箱體采用鑄鋁件，中間體采用QT-400，螺栓采用默認的結構鋼材料，材料屬性如表1所示。

2.2 網格劃分

將UG中裝配好的三維柴油發(fā)動機模型導入生成后，對其進行網格劃分，其中上下箱體由于比較復雜采用自動劃分的方法。螺柱與軸瓦形狀相對規(guī)整所以采用六面體劃分的方法，同時將螺柱與軸瓦進行5mm網格大小設定，生成的網格如圖2所示。

2.3 螺栓擰緊順序方案

由于采用的是螺栓預緊力加載的方式，而在實際裝配過程中得到的是關于螺栓擰緊的扭矩，所以需利用公式（1）將扭矩轉化為力的大小。

F=T/kd? ? ?（1）

式中：F為螺栓預緊力的大小;k為扭矩系數(shù);d為螺柱直徑。

根據(jù)技術要求及實際裝配過程，本次分析擬采用以下四種方案：

方案一：對7組螺栓同時進行螺栓預緊力的加載，并將預緊力施加到最大狀態(tài)。

方案二：參照技術要求，對螺栓預緊力實行分布加載。加載方式如下：

①按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈98N.m;②按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈98N.m;③按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈60°（即200N.m）;④按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈60°（即220N.m）;⑤按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈至120°（即310N.m）;⑥按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈至120°（即330N.m）;⑦按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈至180°（即390N.m）;⑧按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈至150°（即370N.m）。

方案三：在方案一的基礎上參照技術要求，對螺栓預緊力的加載順序進行調整，調整方式如下：

①按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈98N.m;②按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈60°（即200N.m）;③按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈至120°（即310N.m）;④按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈至180°（即390N.m）;⑤按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈98N.m;⑥按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈60°（即220N.m）;⑦按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈至120°（即330N.m）;⑧按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈至150°（即370N.m）。

方案四：根據(jù)工人實際工作經驗，在保證安裝精度的基礎上，提出了相對方便快捷的安裝順序，加載方式如下：

①按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊內圈98N.m;②按Ⅳ-Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序依次擰緊外圈98N.m;③Ⅳ內圈60°（即200N.m）;④Ⅳ內圈至120°（即310N.m）;⑤Ⅳ內圈至180°（即390N.m）;⑥重復3-5按Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序擰緊內圈;⑦Ⅳ外圈60°（即220N.m）;⑧Ⅳ外圈至120°（即330N.m）;⑨Ⅳ外圈至150°（即370N.m）;⑩重復7-9按Ⅲ-Ⅴ-Ⅱ-Ⅵ-Ⅰ-Ⅶ的順序擰緊外圈。

按照公式（1）可以得到每一階段的螺栓預緊力，即：

98N.m的力矩為24500N;200N.m的力矩為50000N;220N.m的力矩為55000N;310N.m的力矩為77500N;330N.m的力矩為82500N;370N.m的力矩為97500N;390N.m的力矩為92500N。

2.4 邊界條件及載荷約束

根據(jù)實際裝配流程，將上箱體的兩個端面進行固定約束。

本文采用螺栓預緊力加載的方式，對所有螺栓施加Bolt pretension螺栓預緊力，由于方案二和方案三采用分布順序加載，所以在analysis settings設置載荷步。根據(jù)每一階段螺栓預緊力的大小，對其分別進行載荷步的設置，方案一采用一個載荷步，方案二采用9個載荷步，方案三采用19個載荷步，方案四采用107個載荷步。設置過程如圖3所示。

2.5 結果后處理

完成邊界條件的設定后，對箱體整機進行后處理求解，求解結果如下：

對于方案一來說，得到上箱體的總變形以及應力云圖如圖4所示。

從圖4中可以看出，上箱體的最大變形和最大應力都出現(xiàn)在螺栓孔內，對應的負值分別為0.1315mm、90.351MPa，分析可知這是由于箱體在裝配時螺栓受到拉力所導致的，同時箱體的屈服強度為250MPa，遠大于最大應力值，所以符合強度要求。取7組軸瓦進行分析研究，得到的總變形及應力云圖如圖5所示。

觀察圖5可以發(fā)現(xiàn)，7組軸瓦的最大變形發(fā)生在靠近飛輪端的上軸瓦上表面處，最大變形量為0.036mm，變形相對整機的裝配要求來說有些偏大;最大應力值則出現(xiàn)在第四組軸瓦的上下軸瓦的接口處，最大應力值為43.248MPa，這是由于受到上箱體的擠壓力而造成的。

對于方案二來說，直接取軸瓦的總變形和應力云圖進行研究分析，得到的結果如圖6所示。

從圖6的分析結果可以看出，軸瓦的最大變形與最大應力值發(fā)生的位置同方案一相同，對應的變形量與應力值變?yōu)?.0233mm和28.281MPa，滿足設計要求，而相對方案一來說，變形量與應力值都有所降低，證明采用分布加載的方式要優(yōu)于一次性加載。

對于方案四來說，由于其能夠減少裝配時間，所以研究此方案很有必要，經過分析得到軸瓦的總變形及應力云圖結果如圖7所示。

由圖7可以看出，軸瓦的最大變形和應力位置，同方案一的相同，但變形量與應力值變?yōu)?.0262mm與32.244MPa，相比方案一來說變形增大了0.0029mm，應力增加了3.963MPa。

總體來說，方案一對于整體裝配影響較大，故不予采用;方案二和方案三的結果在設計范圍內，可按照上述方案進行裝配;對方案四來說，其變形值與應力值都相對方案二和方案三有所增加，但考慮到其裝配便捷，可節(jié)省裝配時間，可予以考慮。

選取方案二和方案四中每一個軸瓦在每一個載荷步的變形匯總成表，觀察軸瓦的變化過程，如圖8所示。

觀察圖8（a）、圖8（b）兩圖不難發(fā)現(xiàn)，方案二中7號軸瓦（靠近飛輪端）的變形從變形開始就遠遠大于其它6片軸瓦的變形;而方案四中7號軸瓦的變形最開始階段是要小于其它軸瓦的變形，在6.5s時第一次超過其余軸瓦，在58s時第二次超過其余軸瓦，并保持最大變形的狀態(tài)。

由此可知，軸瓦在方案二和方案四中不同階段的變形情況也并不相同，方案二趨于緩慢增加變形量，而在方案四中軸瓦的變形大多呈現(xiàn)陡峭式的增加，對于整機的裝配有著重大的影響。因此，綜合考慮，選取方案二和方案三為裝配最優(yōu)解。為了便于比較將四種方案的相關數(shù)據(jù)匯總成表，如表2所示。

3? 實驗驗證

為了驗證仿真結果與實際裝配機構的一致性，選取3-5臺樣件，分別按照方案二、方案三、方案四的擰緊方式進行驗證（由于方案一對整機裝配影響較大，不予考慮驗證），并檢測瓦孔，對比在不同擰緊方式緊固后，主軸承瓦孔在不同方向上的直徑差（按制造驗收規(guī)范測量A、B、C三個方向），分析得到采用第二種方案的主軸孔直徑差值平均值為0.0246mm，與應力應變仿真模擬的偏差約為6%;采用第三種方案主軸承孔直徑差值平均值為0.0250mm，與應力應變仿真模擬差值約為7%;采用第四種方案主軸承孔直徑平均值為0.0295mm，與應力應變仿真模擬的偏差約為11%，均滿足技術指標軸瓦應力應變模擬仿真偏差≤20%。

4? 結論

利用ANSYS workbench建立某型柴油發(fā)動機的有限元模型，通過載荷步加載的方式實現(xiàn)不同螺栓擰緊方案的目的，經過分析得到以下結論：

①方案三相比其余方案更加優(yōu)化，對于軸瓦變形量影響更小，能夠提高柴油機的裝配性能;

②在所有的軸瓦中，靠近飛輪端的軸瓦變形最大，這是由于裝配時兩端重量不一致，導致殘余應力分布不均勻導致;

③通過仿真得到的變形量與實際的變形量相差范圍≤20%，保證了實驗的準確性與可行性。

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