船用柴油機(jī)連桿螺栓脫落故障分析及優(yōu)化

張震，許維鑫*，姜寧寧，劉毅，穆振仟，馬冬霞，李玉勝

1.淄柴機(jī)器有限公司，山東 淄博 255000；2.淄柴動力有限公司，山東 淄博 255000；3.山東理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，山東 淄博 255000

0 引言

連桿部件是柴油機(jī)連接活塞部件與曲軸部件的關(guān)鍵運(yùn)動副，主要包含連桿本體、連桿端蓋、小端襯套、連桿瓦及連桿螺栓。連桿部件的主要功能是將活塞部件的往復(fù)運(yùn)動轉(zhuǎn)變至曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，達(dá)到柴油機(jī)做功的目的[1-3]。

船舶事故分析表明，連桿部件在正常運(yùn)行工況中最易發(fā)生的故障為連桿螺栓斷裂，該斷裂多數(shù)為材料達(dá)到或超過疲勞極限導(dǎo)致的疲勞斷裂[4-5]。連桿部件在實(shí)際運(yùn)行工作中受到氣缸燃燒室內(nèi)部爆發(fā)壓力的壓縮沖擊力及曲軸旋轉(zhuǎn)帶來的往復(fù)慣性力，連桿部件長期處于嚴(yán)重的疲勞運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)，極易發(fā)生斷裂故障。連桿部件出現(xiàn)故障影響柴油機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)，直接導(dǎo)致船舶柴油機(jī)停機(jī)，嚴(yán)重時(shí)會造成機(jī)體等零部件損傷，導(dǎo)致船舶失去主推動力，無法保證航運(yùn)需求，在海浪較高的海域甚至?xí)斐纱俺翛]。

朱德琦[6]建立船舶柴油機(jī)連桿部件的三維模型，仿真計(jì)算了連桿在預(yù)緊工況、最大拉力工況和最大壓力工況下的等效應(yīng)力；楊曉麗等[7]以某船用低速柴油機(jī)連桿為研究對象，仿真分析了連桿的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，并對連桿疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了校核。

本文中針對某船用柴油機(jī)的連桿螺栓扭曲脫落故障，仿真分析船舶柴油機(jī)連桿部件結(jié)構(gòu)，計(jì)算連桿部件材料機(jī)械性能及強(qiáng)度，對整個(gè)連桿部件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，在保障連桿本體及連桿螺栓等零部件強(qiáng)度足夠的前提下，采取輕量化設(shè)計(jì)理念，分散連桿部件的應(yīng)力集中點(diǎn)，降低應(yīng)力。

1 連桿部件故障現(xiàn)象及分析

1.1 連桿部件故障現(xiàn)象

某船用柴油機(jī)在運(yùn)行過程中，突然異常停車，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)連桿螺栓扭曲脫落，連桿撞破機(jī)體甩出至機(jī)體外側(cè)。柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如表1所示，不同連桿螺栓斷裂切口如圖1所示。

表1 柴油機(jī)主要參數(shù)

a)疲勞斷裂 b)塑性變形斷裂

由圖1可知：故障螺栓斷裂方式為疲勞斷裂和因塑性變形導(dǎo)致的斷裂。

1.2 連桿部件故障原因分析

1.2.1 連桿螺栓強(qiáng)度

該船用柴油機(jī)連桿部件采用4個(gè)螺栓連接方式，斷裂面的位置主要集中在連桿螺栓桿身與螺紋連接處。分析認(rèn)為，柴油機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，連桿螺栓及連桿體螺紋處會產(chǎn)生快速振動，導(dǎo)致螺紋處面與面快速磨損，進(jìn)而將連桿螺栓的應(yīng)力集中位置轉(zhuǎn)移至螺紋根部，同時(shí)該位置還承受振動導(dǎo)致的剪切應(yīng)力和旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致的彎曲應(yīng)力共同作用。長時(shí)間運(yùn)行時(shí)，連桿螺栓強(qiáng)度不能滿足需求，出現(xiàn)疲勞受損，導(dǎo)致連桿螺栓斷裂。

1.2.2 螺栓緊固方式

該柴油機(jī)連桿螺栓應(yīng)采用定力矩方式進(jìn)行緊固，但在柴油機(jī)實(shí)際裝配過程中，連桿螺栓的預(yù)緊力矩采用人工手動預(yù)緊，且未設(shè)定固定預(yù)緊力矩，預(yù)緊力矩不一致易導(dǎo)致緊固力矩過大或過小，4個(gè)螺栓的力矩出現(xiàn)偏差。柴油機(jī)高速運(yùn)行過程中，螺栓所承受的拉力大，應(yīng)力更加集中，若擰緊過程中預(yù)緊力過大，緊固力矩可能超過材料的屈服極限，在往復(fù)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的慣性力作用下，連桿螺栓受到慣性沖擊導(dǎo)致斷裂故障發(fā)生。因此，連桿螺栓與連桿端蓋配合安裝的力矩?cái)Q緊方式應(yīng)進(jìn)行優(yōu)化。

2 仿真分析

2.1 三維模型建立

針對連桿部件出現(xiàn)的螺栓脫落故障，利用三維軟件CREO 2.0建立連桿本體、端蓋、螺栓的有限元模型，三維模型如圖2所示。

圖2 三維仿真模型

建模過程中，將連桿本體、連桿端蓋及連桿螺栓組合成一個(gè)模型，省略活塞銷、曲軸的裝配，對整個(gè)組合模型進(jìn)行簡易處理，便于進(jìn)行網(wǎng)格劃分，定義材料屬性為42CrMoA，材料化學(xué)成分及力學(xué)性能如表2、3所示。

表2 42CrMoA材料化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

2.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件

由于連桿結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，采用ANSYS Workbench Meshing軟件中的Automatic進(jìn)行網(wǎng)格自動劃分，共生成27 145個(gè)單元。對連桿大端軸瓦內(nèi)徑面施加固定約束，對小端襯套的內(nèi)孔表面施加力矩載荷，載荷為52.8 kN，力矩為垂直方向。

2.3 仿真結(jié)果分析

依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，安全系數(shù)

(1)

式中：σ1p為拉壓疲勞強(qiáng)度，Pa；kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，kσ=5.25；εσ為絕對尺寸影響因數(shù)，εσ=1；β為工藝因數(shù)，β= 0.8；σ1a為應(yīng)力幅，MPa；ψσ為材料疲勞循環(huán)敏感因數(shù)，ψσ=0.1；σ1max為螺紋根部最大應(yīng)力，MPa。

2.3.1 連桿部件計(jì)算校核

連桿主要承受曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動力和活塞的往復(fù)運(yùn)動力，選取連桿部件建立有限元模型，對連桿部件大端內(nèi)孔施加固定約束，對連桿小端內(nèi)孔施加受力載荷，受力載荷方向?yàn)槌蜻B桿大端。保持連桿大端為固定點(diǎn)，連桿小端內(nèi)孔受力設(shè)定為最大爆發(fā)壓力下所受的力。通過施加載荷分析，連桿部件等效應(yīng)力如圖3所示，連桿部件等效應(yīng)變?nèi)鐖D4所示，連桿部件總變形如圖5所示。

圖3 連桿部件等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖4 連桿部件等效應(yīng)變分析結(jié)果

圖5 連桿部件總變形結(jié)果

由圖3～5可知：連桿桿身所承受的最大應(yīng)力為999.19 MPa，最大受力位置為連桿桿身，最大受力在材料允許范圍內(nèi)，連桿桿身不存在應(yīng)力集中位置；連桿本體的最大等效應(yīng)變?yōu)?.004 72；連桿最大變形為4.183 mm。按照受力分析及變形的計(jì)算安全系數(shù)為3.09，根據(jù)文獻(xiàn)[8]，許用安全系數(shù)為1.5～2.0，滿足最大工況的使用要求

2.3.2 連桿螺栓計(jì)算校核

建立連桿螺栓有限元模型[9-10]，對連桿螺栓進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共生成1115個(gè)單元，對螺栓頂部平面施加固定約束，對螺栓螺紋處施加受力載荷，受力載荷方向?yàn)楸诚蚵菟敳縖11-14]。連桿螺栓材料為42CrMoA, 設(shè)定連桿螺栓頂部平面為固定點(diǎn)，連桿螺栓螺紋處為受力點(diǎn)，受力為最大爆發(fā)壓力下的力。使用Workbench對螺栓進(jìn)行受力分析，連桿螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果如圖6所示，連桿螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果圖7所示。

圖6 連桿螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖7 連桿螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果

由圖6可知：連桿螺栓的最大應(yīng)力為1 308.7 MPa，連桿螺栓在最惡劣工況下所受到的拉力超過材料本身的極限拉力。由圖7可知，連桿螺栓的最大等效應(yīng)變?yōu)?.006 63。連桿大端本身為斜切口樣式，連桿螺栓在受到拉伸力的過程中還受到相對應(yīng)的剪切力，計(jì)算桿身的安全系數(shù)為1.346，小于許用安全系數(shù)(1.5～2.0)，連桿螺栓在柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速及額定功率狀態(tài)下運(yùn)行存在安全風(fēng)險(xiǎn)。

3 連桿螺栓優(yōu)化及驗(yàn)證

連桿螺栓為一類高強(qiáng)度螺栓，在拉力及剪切力的作用下，易發(fā)生疲勞斷裂，因此提高連桿螺栓的強(qiáng)度是排除故障的主要措施。

3.1 更換螺栓材料

選用40CrNiMo材料，材料化學(xué)成分及其質(zhì)量分?jǐn)?shù)如表4所示，力學(xué)性能如表5所示。

表4 40CrNiMo材料化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

表5 40CrNiMo材料力學(xué)性能

由表3～5可知：40CrNiMo材料的硬度高于42CrMoA，沖擊吸收功略低，說明沖擊韌性低，淬透性好，40CrNiMo材料在機(jī)械性能和韌性上更具優(yōu)勢[15]。

表3 42CrMoA材料力學(xué)性能

3.2 優(yōu)化螺栓結(jié)構(gòu)

將螺紋由M14改為M16，螺桿直徑由Φ12 mm增加至Φ14 mm，支撐面由Φ23 mm增加至Φ26 mm,滿足標(biāo)準(zhǔn)外六角螺栓尺寸，螺紋長度增加5 mm，螺栓總長度增加5 mm。

對優(yōu)化后的螺栓進(jìn)行三維仿真分析，通過Workbench進(jìn)行受力分析，優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果如圖8所示，優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果如圖9所示，優(yōu)化后螺栓總變形結(jié)果如圖10所示。

圖8 優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖9 優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果

圖10 優(yōu)化后螺栓總變形結(jié)果

由圖8～10可知：優(yōu)化后的連桿螺栓在最大爆壓下承受的最大應(yīng)力為664.6 MPa，未超過抗拉許用應(yīng)力；連桿螺栓的最大等效應(yīng)變?yōu)?.003 2；連桿螺栓最大位移為0.015 mm。優(yōu)化后的連桿螺栓安全裕度較大。

3.3 優(yōu)化連桿螺栓擰緊力矩

原結(jié)構(gòu)采用定力矩?cái)Q緊，該擰緊方式對人員、機(jī)械設(shè)備的要求較高，對螺栓、配合零部件加工精度的要求較高，否則會出現(xiàn)假性力矩現(xiàn)象[16-18]。通過不同的擰緊方式對連桿螺栓進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)采用力矩加轉(zhuǎn)角度的擰緊方式最佳。力矩加轉(zhuǎn)角的擰緊方式可以避免假性力矩及零部件變形，同時(shí)可以通過轉(zhuǎn)角監(jiān)控?cái)Q緊過程中出現(xiàn)的異常狀況，確保螺栓力矩達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

經(jīng)過優(yōu)化改進(jìn)后，再次對改進(jìn)效果進(jìn)行驗(yàn)證，由式(1)可得，螺紋根部n=3.07>2，連桿螺栓在最高運(yùn)行工況下安全可靠。

3.4 實(shí)船驗(yàn)證

對連桿部件進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)后，生產(chǎn)試制樣品進(jìn)行實(shí)船驗(yàn)證，安裝于某柴油機(jī)運(yùn)行3000 h后，拆檢連桿螺栓等零部件，檢測無異常。改進(jìn)后的連桿本體及連桿螺栓通過了實(shí)船驗(yàn)證，材料性能更加穩(wěn)定，大幅提高了柴油機(jī)運(yùn)行可靠性，解決了連桿斷裂故障。

4 結(jié)論

1)連桿螺栓斷裂部件的主要原因是材料機(jī)械性能因素、螺栓擰緊方式不當(dāng)。

2)通過對某船用柴油機(jī)的連桿部件及連桿螺栓進(jìn)行三維仿真分析及強(qiáng)度校核，提高了連桿螺栓可靠性。

3)連桿螺栓疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)，首先應(yīng)降低螺栓的應(yīng)力，配合采用柔性連桿螺栓設(shè)計(jì)，降低連桿螺栓在最高運(yùn)行工況下的交變載荷應(yīng)力，提高強(qiáng)度。