螺栓軸向力對發(fā)動機(jī)機(jī)體組件的影響

李義，楊晶，劉永進(jìn)

山河智能裝備股份有限公司 國家企業(yè)技術(shù)中心，湖南 長沙 410100

0 引言

機(jī)體安裝著發(fā)動機(jī)所有主要零件與附件，是發(fā)動機(jī)的骨架和外殼。發(fā)動機(jī)工作過程中，機(jī)體承受著大小和方向周期性變化的氣體力、慣性力和力矩的作用，為保證發(fā)動機(jī)可靠和耐久地工作，機(jī)體必須有足夠的強(qiáng)度與剛度。在發(fā)動機(jī)的開發(fā)及結(jié)構(gòu)設(shè)計中，機(jī)體及主要零部件的有限元分析至關(guān)重要。張瑞波等[1]研究表明，螺栓軸向預(yù)緊力對機(jī)體模態(tài)頻率與振動位移影響很大；楊萬里等[2]研究表明，機(jī)體主軸承座分工況并采用不同的計算模型可保證仿真結(jié)果的可靠性；曹茉莉等[3]研究表明，螺栓凸緣結(jié)構(gòu)的改進(jìn)可以改善機(jī)體圓滑過渡部位的應(yīng)力分布；杜建紅等[4]研究表明，采用分層次的特征模型可以方便的對機(jī)體結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化處理。

本文中利用有限元分析軟件，根據(jù)發(fā)動機(jī)總體性能要求初步確定2種規(guī)格的螺栓，對機(jī)體進(jìn)行仿真分析、經(jīng)驗(yàn)計算與擰緊試驗(yàn)，分析機(jī)體內(nèi)部零部件的應(yīng)力分布，計算接觸面正應(yīng)力，并根據(jù)分析計算與試驗(yàn)結(jié)果來判定螺栓性能。

1 有限元模擬分析計算

1.1 模型建立及網(wǎng)格劃分

發(fā)動機(jī)機(jī)體模型對有限元分析結(jié)果影響很大，本文中對某直列四缸、缸內(nèi)直噴汽油發(fā)動機(jī)機(jī)體進(jìn)行研究，發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

機(jī)體的結(jié)構(gòu)尺寸大，如果對整個機(jī)體模型進(jìn)行模擬分析計算，需要劃分大量網(wǎng)格，花費(fèi)大量時間；機(jī)體上分布著大量的加強(qiáng)筋、螺紋孔、水道與倒角等，如果將這些復(fù)雜結(jié)構(gòu)均導(dǎo)入模型中，網(wǎng)格將發(fā)生畸變，網(wǎng)格質(zhì)量下降，影響求解精度。綜合考慮有限元模型的計算規(guī)模及計算精度，根據(jù)圣維南原理，對某些局部特征進(jìn)行簡化：1)選取中間完整單缸和相鄰2個半缸進(jìn)行分析，主軸承壁只承受周圍2缸的機(jī)械載荷，為了保證模型相對完整性，將相鄰兩側(cè)的2個半缸也作為研究對象；2)忽略機(jī)體內(nèi)部細(xì)小加強(qiáng)筋、螺紋孔、水道與倒角。

高質(zhì)量的網(wǎng)格是仿真分析結(jié)果準(zhǔn)確的關(guān)鍵，網(wǎng)格劃分應(yīng)兼顧網(wǎng)格數(shù)量、質(zhì)量和網(wǎng)格的疏密分布。機(jī)體存在質(zhì)量分布不均勻和應(yīng)力集中，需要對結(jié)構(gòu)突變的部位進(jìn)行網(wǎng)格加密處理；機(jī)體內(nèi)部不同零部件之間的接觸存在復(fù)雜的非線性問題，應(yīng)對接觸部位進(jìn)行局部網(wǎng)格加密以提高計算的收斂性[5]。

對機(jī)體、主軸承蓋的應(yīng)力和變形的仿真分析采用十節(jié)點(diǎn)二次四面體單元，螺栓、滑套的應(yīng)力和變形采用八節(jié)點(diǎn)線性六面體單元。整個模型的單元類型、單元數(shù)與節(jié)點(diǎn)數(shù)如表2所示，劃分網(wǎng)格后機(jī)體有限元模型如圖1所示。

表2 機(jī)體各零部件的單元類型、單元數(shù)與節(jié)點(diǎn)數(shù)

圖1 簡化后的機(jī)體網(wǎng)格模型

1.2 材料與載荷邊界條件

在滿足發(fā)動機(jī)總體性能要求下，機(jī)體材料及備選螺栓規(guī)格參考現(xiàn)有市場上成熟的機(jī)型進(jìn)行選擇，缸體、主軸承蓋及滑套材料屬性及數(shù)量如表3所示。

表3 各零件材料屬性及數(shù)量

選用M10×1.5-10.9和M10×1.5-12.9 2種規(guī)格的螺栓各10個進(jìn)行計算分析。載荷邊界條件與工程實(shí)際的吻合程度直接影響計算結(jié)果的準(zhǔn)確性與合理性。設(shè)計時，主軸承蓋螺栓擰緊力矩應(yīng)滿足螺栓應(yīng)力、應(yīng)變處于屈服階段的需求。根據(jù)轉(zhuǎn)矩-轉(zhuǎn)角法過屈服條件計算得到螺栓軸向力[6-8]，2種等級主軸承蓋螺栓材料的機(jī)械性能參數(shù)及軸向力計算結(jié)果如表4所示。

表4 2種規(guī)格螺栓的機(jī)構(gòu)性能參數(shù)及軸向力計算結(jié)果

1.3 約束與接觸邊界條件

機(jī)體屬于對穩(wěn)態(tài)問題的求解，最常見的邊界約束條件是位移約束，通過限制結(jié)構(gòu)各個方向自由度，使得計算方程有唯一解，將機(jī)體頂面六個自由度全部限定，可以精確模擬發(fā)動機(jī)對機(jī)體的支撐作用。由于機(jī)體內(nèi)部零件之間相互接觸，2個接觸面的相對位移隨載荷的變化發(fā)生典型的非線性變化，非線性問題在計算中花費(fèi)大量時間，任何一處接觸參數(shù)設(shè)置不合理都可能導(dǎo)致平衡方程求解困難，所以應(yīng)針對性地設(shè)置接觸，本文中計算對象的接觸行為包括綁定與小滑移接觸2種方式。具體接觸設(shè)置方式表5所示。

表5 內(nèi)部零件接觸關(guān)系表

本文中采用增廣型拉格朗日法進(jìn)行接觸分析，在拉格朗日法的基礎(chǔ)上，增加一個懲罰強(qiáng)迫項(xiàng)，使其滿足特定的關(guān)鍵約束，既吸收了罰函數(shù)法和拉格朗日法的優(yōu)點(diǎn)，又不增加系統(tǒng)求解規(guī)模[9-10]。

采用增廣型拉格朗日法計算時，接觸區(qū)域方程為：

(1)

式中：δπ為接觸區(qū)域的總位能，J；δ為位能函數(shù)；λ為拉格朗日乘子，m2；γN為接觸滲透率，m2；α為罰函數(shù)項(xiàng)；ΓC為接觸面積區(qū)域；Γ為接觸面積，m2。

接觸有限元計算的控制方程為：

Ma+fint-fext+GTλ+Pcd=0，

(2)

式中：Ma為慣性力，N；fint為內(nèi)力，N；fext為外力，N；GT為接觸壓強(qiáng)，Pa；Pc為接觸剛度，N/m；d為位移，m。

2個接觸面之間的約束邊界條件為：

▽G≤0，

(3)

式中▽G為剪切模量的梯度。

1.4 模型求解及分析

根據(jù)上述載荷與約束邊界約束，對機(jī)體組件進(jìn)行有限元分析。機(jī)體有限元分析結(jié)果如圖2所示。

a)10.9級螺栓 b)12.9級螺栓

由圖2可知：2種螺栓在屈服擰緊條件下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在與主軸承座結(jié)合面附近，分別為75 MPa與93 MPa，材料不會失效。

主軸承蓋有限元分析結(jié)果如圖3所示。由圖3可知：2種螺栓在屈服擰緊條件下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在與螺栓連接處，分別為156 MPa與192 MPa,材料不會失效。

a)10.9級螺栓 b)12.9級螺栓

滑套有限元分析結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：2種螺栓在屈服擰緊條件下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在中部位置，分別為265 MPa與312 MPa，材料不會失效。

a)10.9級螺栓 b)12.9級螺栓

接觸正應(yīng)力取決于接觸正壓力與接觸面積，計算公式為：

p=F/A，

(4)

式中：p為接觸應(yīng)力，MPa；F為接觸正壓力，N；A為接觸面積，mm2。

依據(jù)式(4)，基于屈服擰緊條件下接觸正應(yīng)力計算結(jié)果如表6所示。

表6 不同性能等級螺栓的接觸正應(yīng)力計算結(jié)果

由表7可知：12.9級螺栓-主軸承蓋之間的接觸正應(yīng)力為529 MPa，高于材料的接觸許可應(yīng)力500 MPa的要求，存在失效的風(fēng)險。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

驗(yàn)證試驗(yàn)在機(jī)體-主軸承蓋螺栓專用擰緊機(jī)上進(jìn)行，臺架試驗(yàn)現(xiàn)場如圖5所示。采用轉(zhuǎn)矩-轉(zhuǎn)角控制過屈服擰緊法進(jìn)行試驗(yàn)，該方法具有螺栓軸向預(yù)緊力精度高的優(yōu)點(diǎn)，可以獲得較大的螺栓軸向預(yù)緊力。試驗(yàn)過程為：將機(jī)體倒置固定在擰緊機(jī)工作臺上，擰緊機(jī)開始工作，擰緊過程中螺栓轉(zhuǎn)矩不斷增大，當(dāng)轉(zhuǎn)矩達(dá)到設(shè)定的轉(zhuǎn)矩(30 N·m)時，將擰緊機(jī)軸控單元內(nèi)部的螺栓轉(zhuǎn)角計數(shù)器清零，然后立即開始對螺栓轉(zhuǎn)角計數(shù)，當(dāng)螺栓轉(zhuǎn)角達(dá)到設(shè)定值(90°)時，軸控單元立即向電機(jī)驅(qū)動器控制模塊發(fā)出信號，控制模塊向電機(jī)控制器發(fā)出指令，伺服電動機(jī)停止工作，完成本次擰緊工作。

圖5 機(jī)體主軸承蓋螺栓擰緊機(jī)試驗(yàn)臺架

試驗(yàn)結(jié)果表明：M10×1.5-10.9主軸承蓋螺栓擰緊后，機(jī)體零件各部位未出現(xiàn)任何失效，與有限元分析及經(jīng)驗(yàn)計算結(jié)果一致；M10×1.5-12.9主軸承蓋螺栓擰緊后，8處螺栓-主軸承蓋接觸對的主軸承蓋一側(cè)出現(xiàn)輕微壓潰現(xiàn)象，其余部位未出現(xiàn)失效，也與有限元分析及經(jīng)驗(yàn)計算結(jié)果一致；另外2處螺栓-主軸承蓋接觸對主軸承蓋一側(cè)未出現(xiàn)壓潰。經(jīng)分析原因?yàn)椋簲Q緊機(jī)擰緊后，雖然10處主軸承蓋螺栓最終的監(jiān)控轉(zhuǎn)矩基本一致，但由于機(jī)體制造工藝上的差異，螺栓擰緊轉(zhuǎn)矩最終轉(zhuǎn)化為螺栓軸向力不完全一致，2處主軸承蓋一側(cè)未出現(xiàn)壓潰，可以認(rèn)為螺栓擰緊轉(zhuǎn)矩更多地作用在克服零件間的摩擦轉(zhuǎn)矩上，較少地轉(zhuǎn)化為螺栓軸向力。

3 結(jié)論

1)對2種不同規(guī)格主軸承蓋螺栓的機(jī)體進(jìn)行分析計算，采用增廣型拉格朗日法仿真分析機(jī)體零部件之間的相互作用并建立了有限元模型，依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計算了接觸面正應(yīng)力。模擬分析與經(jīng)驗(yàn)計算和試驗(yàn)結(jié)果基本一致，充分證明了本次分析計算的正確性與合理性。

2)分析計算結(jié)果表明，缸體、主軸承蓋與滑套的最大應(yīng)力均低于材料抗拉強(qiáng)度的要求，沒有失效。M10×1.5-10.9螺栓在屈服擰緊條件下，機(jī)體零件各部位未出現(xiàn)任何失效情況，符合發(fā)動機(jī)對螺栓的性能需求。M10×1.5-12.9螺栓在屈服擰緊條件下，螺栓-主軸承蓋接觸對主軸承蓋一側(cè)出現(xiàn)輕微壓潰情況，需要對機(jī)體相關(guān)零部件結(jié)構(gòu)、材料進(jìn)行優(yōu)化，才能滿足發(fā)動機(jī)要求。