何宇,王增全,景國(guó)璽,劉燁,劉欣源,史鑫鈺
摘要: 增壓器是一種高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械,工作環(huán)境十分復(fù)雜。在裝配過程中,壓氣機(jī)軸端螺母的擰緊工藝會(huì)影響所獲得預(yù)緊力的均勻程度,如果軸端螺母松動(dòng),會(huì)導(dǎo)致增壓器故障。針對(duì)這一問題,首先,采用壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力范圍評(píng)價(jià)模型,結(jié)合壓氣機(jī)熱力計(jì)算結(jié)果,確定預(yù)緊力范圍;然后,根據(jù)設(shè)計(jì)值確定扭矩法及扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊試驗(yàn)規(guī)范;最后,基于自主開發(fā)的緊固試驗(yàn)裝置,開展壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)模擬樣件擰緊試驗(yàn),研究了不同擰緊工藝對(duì)軸端預(yù)緊力的影響。結(jié)果表明:保證壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu)正常工作所需軸端預(yù)緊力范圍為18.16~31.03 kN;采用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊得到的預(yù)緊力標(biāo)準(zhǔn)差約為扭矩法的25%,使用扭矩-轉(zhuǎn)角法有利于降低預(yù)緊力分散程度,且采用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊更接近設(shè)計(jì)中值,有利于提高預(yù)緊力控制精度。
關(guān)鍵詞: 壓氣機(jī);螺母;裝配;預(yù)緊力;擰緊工藝
DOI: 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.02.006
中圖分類號(hào):TK421.8文獻(xiàn)標(biāo)志碼: B文章編號(hào): 1001-2222(2024)02-0039-08
增壓技術(shù)[1]作為一種高效且經(jīng)濟(jì)的技術(shù),極大增強(qiáng)了發(fā)動(dòng)機(jī)的功率輸出,同時(shí)改善了燃油經(jīng)濟(jì)性和排放性能,因此,它在車用發(fā)動(dòng)機(jī)領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用[2]。然而,增壓器的工作環(huán)境極為復(fù)雜,壓氣機(jī)的零部件工作溫度最高可達(dá)150 ℃,最高轉(zhuǎn)速可達(dá)100 000 r/min以上,在這樣的條件下,復(fù)雜多變的工作載荷容易引發(fā)壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力下降,使得螺母松動(dòng)并失效,從而導(dǎo)致增壓器故障,甚至引發(fā)交通事故,對(duì)人身安全構(gòu)成嚴(yán)重威脅。
在實(shí)際操作中,壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)的擰緊過程會(huì)根據(jù)特定的擰緊工藝采用不同的擰緊參數(shù),這些參數(shù)對(duì)預(yù)緊力的影響程度不同,從而導(dǎo)致獲得的預(yù)緊力均勻程度不一。因此,實(shí)際擰緊后的預(yù)緊力可能與設(shè)計(jì)值出現(xiàn)偏差,導(dǎo)致預(yù)緊力偏高或不足。羅忠[3]針對(duì)裝配過程中螺栓預(yù)緊力一致性差的問題,通過試驗(yàn)分析了擰緊過程中擰緊速度、擰緊順序等因素對(duì)預(yù)緊力大小的影響。Zou等[4]通過試驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn),潤(rùn)滑條件會(huì)對(duì)扭拉關(guān)系造成不同程度的影響,同時(shí)擰緊次數(shù)、擰緊速度等因素也會(huì)有規(guī)律地影響結(jié)合面的摩擦系數(shù)。趙晟杰[5]對(duì)螺栓預(yù)緊力均勻性不佳的問題進(jìn)行了分析,指出摩擦系數(shù)對(duì)擰緊結(jié)果具有顯著影響,并強(qiáng)調(diào)在采用扭矩法進(jìn)行擰緊時(shí),預(yù)緊力會(huì)在較大程度上受到摩擦系數(shù)的影響。Grzejda[6]研究了在螺栓法蘭連接結(jié)構(gòu)螺栓裝配過程中和裝配完成后,螺栓裝配次序?qū)︻A(yù)緊力的影響,擰緊順序的差異會(huì)導(dǎo)致預(yù)緊力均勻性的變化。此外,為了提高對(duì)螺栓預(yù)緊力的精確控制,學(xué)者們也進(jìn)行了深入研究。劉建文[7]通過理論推導(dǎo)與試驗(yàn)探究,確定了在螺栓緊固過程中預(yù)緊力與擰緊扭矩之間的關(guān)系。劉曉石[8]選取連桿螺栓為目標(biāo)對(duì)象,對(duì)比分析了螺栓擰緊扭矩法和扭矩-轉(zhuǎn)角法兩種擰緊工藝對(duì)預(yù)緊力控制的準(zhǔn)確性。吉林大學(xué)陳占善[9]從擰緊工藝角度出發(fā),針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿螺栓,提出了扭矩-轉(zhuǎn)角塑性法擰緊工藝的計(jì)算標(biāo)準(zhǔn),從而提升了預(yù)緊力的精確控制。鄭勁松[10]針對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋螺栓,探討了擰緊工藝參數(shù)對(duì)螺栓連接預(yù)緊力一致性的影響,并通過試驗(yàn)優(yōu)化了扭矩-轉(zhuǎn)角工藝,使得缸蓋螺栓預(yù)緊力一致性超過80%。
上述研究顯示,學(xué)者們主要專注于擰緊參數(shù)對(duì)螺栓預(yù)緊力影響規(guī)律的研究。在擰緊控制方法的研究方面,雖然已經(jīng)初步探索并揭示了不同擰緊控制方法下螺栓預(yù)緊力的變化規(guī)律,但對(duì)于壓氣機(jī)軸端連接的研究還相對(duì)缺乏,且沒有量化不同擰緊方法對(duì)裝配質(zhì)量的影響?,F(xiàn)有研究主要集中在連桿、缸蓋等螺栓連接類型中,而它們的工作環(huán)境與壓氣機(jī)軸端連接的高轉(zhuǎn)速工作環(huán)境存在顯著差異,因此所得結(jié)果不能直接應(yīng)用于壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)。
為了解決上述問題,本研究首先針對(duì)某壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu),結(jié)合壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力范圍評(píng)價(jià)模型和額定轉(zhuǎn)速為90 200 r/min時(shí)的工作特性,確定軸端螺栓預(yù)緊力范圍;然后,采用自主研發(fā)的擰緊試驗(yàn)裝置開展扭矩法和扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊試驗(yàn),實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)并記錄了預(yù)緊力數(shù)據(jù),并對(duì)這些數(shù)據(jù)進(jìn)行了統(tǒng)計(jì)學(xué)分析;最后,根據(jù)兩種試驗(yàn)結(jié)果的標(biāo)準(zhǔn)差和箱線圖,對(duì)預(yù)緊力的分散性進(jìn)行評(píng)價(jià)。
1壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力設(shè)計(jì)
1.1研究對(duì)象
壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu)由軸端螺母將壓氣機(jī)葉輪、軸封套、間隔套、止推片、甩油環(huán)與轉(zhuǎn)軸等緊固于一體,一起做高轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng),如圖1所示。表1為壓氣機(jī)軸端螺紋參數(shù),軸端結(jié)構(gòu)中葉輪材料為鍛鋁合金2A70,其余連接件材料為42CrMo。在工作過程中連接件最高溫度可達(dá)150 ℃,設(shè)計(jì)允許最高轉(zhuǎn)速為100 000 r/min。
1.2壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力設(shè)計(jì)模型
壓氣機(jī)軸端連接的預(yù)緊力應(yīng)保證連接的可靠性[11],即在轉(zhuǎn)軸承受扭矩作用時(shí),保證螺母接觸面之間不發(fā)生相對(duì)位移。因此,螺紋連接的預(yù)緊力應(yīng)保證在工作條件下,接觸面之間產(chǎn)生的摩擦阻力矩T1大于等于渦輪傳給轉(zhuǎn)軸的扭矩Tt。摩擦阻力矩T1為
T1=13D30-d30D20-d20Ff0。(1)
式中:F為壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力;D0為螺母支撐面外直徑;d0為螺母支撐面內(nèi)直徑;f0為螺母支撐面的摩擦系數(shù)。
考慮到工作的安全性,取Tt=KnTn,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)Kn一般取為2。則有T1≥KnTn。
將Tn=9 550PW/n代入整理得:
F≥28 650D20-d20D30-d30KnPWf0n。(2)
式中:Kn為抗滑動(dòng)安全系數(shù);PW為渦輪額定輸出功率;n為渦輪額定轉(zhuǎn)速。
壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu)擰緊后,轉(zhuǎn)軸工作部分不應(yīng)發(fā)生屈服現(xiàn)象,根據(jù)這一原則,還應(yīng)使轉(zhuǎn)軸材料滿足靜強(qiáng)度要求。
擰緊后,轉(zhuǎn)軸的螺紋部分受預(yù)緊力F和螺紋力矩T2的作用,相應(yīng)的拉應(yīng)力σ為
σ=Fπd214。(3)
螺紋力矩T2和剪切應(yīng)力τ的計(jì)算公式分別為
T2=tan(ψ+φV)Fd22,(4)
τ=Ftanψ+φVd22πd3116。(5)
式中:d1為螺紋小徑;d2為螺紋中徑;ψ為螺紋升角;φV為螺紋副當(dāng)量摩擦角。
轉(zhuǎn)軸連接部分承受拉伸和扭轉(zhuǎn)力的共同作用。根據(jù)第四強(qiáng)度理論,轉(zhuǎn)軸所受的當(dāng)量應(yīng)力為
σV=σ2+3τ2。(6)
轉(zhuǎn)軸連接部分的強(qiáng)度條件為
σV≤σ。(7)
式中:σ為轉(zhuǎn)軸連接部分的許用拉應(yīng)力,σ=σsS,安全系數(shù)S一般取1.5。
1.3預(yù)緊力計(jì)算結(jié)果
以壓氣機(jī)額定工況為計(jì)算參考點(diǎn)(見表2)計(jì)算壓氣機(jī)消耗功率:
Nc=Mckk-1Rtπcn-1n-11η。(8)
式中:Mc為空氣流量;k為絕熱系數(shù);R為理想氣體常數(shù);t為進(jìn)氣溫度;πc為壓比;η為絕熱效率。
式(8)中的參數(shù)如表2所示。根據(jù)式(8)可得壓氣機(jī)消耗功率為96.66 kW,根據(jù)渦輪與壓氣機(jī)功率平衡,即渦輪輸出功率等于壓氣機(jī)消耗功率,確定的預(yù)緊力設(shè)計(jì)參數(shù)見表3。
基于壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力設(shè)計(jì)模型,計(jì)算得到壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力的設(shè)計(jì)下限為18.16 kN,設(shè)計(jì)上限為31.03 kN,均值為24.60 kN。
2壓氣機(jī)軸端螺母緊固試驗(yàn)裝置
2.1模擬試驗(yàn)樣件設(shè)計(jì)
為了便于模擬壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)擰緊過程,同時(shí)節(jié)約試驗(yàn)成本,對(duì)壓氣機(jī)軸端葉輪和轉(zhuǎn)軸進(jìn)行簡(jiǎn)化是可行的,不影響擰緊試驗(yàn)結(jié)果[12]。在軸端連接結(jié)構(gòu)緊固過程中,忽略葉輪形狀的影響,將葉輪簡(jiǎn)化為無葉片的套筒,葉輪樣件簡(jiǎn)化示意如圖2a所示。為了方便在擰緊過程中將轉(zhuǎn)軸模擬樣件固定在試驗(yàn)機(jī)上,將轉(zhuǎn)軸末端進(jìn)行銑削,轉(zhuǎn)軸簡(jiǎn)化樣件如圖2b所示。
2.2緊固試驗(yàn)裝置
在產(chǎn)品的裝配過程中,擰緊工具是至關(guān)重要的,它對(duì)于確保裝配質(zhì)量和提高裝配效率起著關(guān)鍵作用。目前擰緊工具的種類繁多,但缺乏統(tǒng)一的分類標(biāo)準(zhǔn)[13]。為了確保壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)擰緊工藝參數(shù)具有可靠性和穩(wěn)定性,同時(shí)實(shí)現(xiàn)對(duì)扭矩和轉(zhuǎn)角的精確測(cè)量與控制,本研究自主研發(fā)了一款微機(jī)控制扭矩試驗(yàn)機(jī),如圖3所示。
該試驗(yàn)機(jī)具備設(shè)定目標(biāo)扭矩和角度的功能,并能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速、角度和扭矩的精確控制。機(jī)內(nèi)設(shè)置扭矩和轉(zhuǎn)角傳感器,其中角度傳感器內(nèi)置于試驗(yàn)機(jī)左端電機(jī)驅(qū)動(dòng)連接處,扭矩傳感器內(nèi)置于另一端的固定夾具處,能夠?qū)崟r(shí)監(jiān)測(cè)并輸出轉(zhuǎn)速、角度、扭矩等參數(shù)隨時(shí)間變化的曲線。同時(shí),它還能夠采集工裝上力傳感器的信號(hào),以輸出在擰緊過程中預(yù)緊力的變化情況。該設(shè)備不僅適用于模擬樣件試驗(yàn),還可以滿足壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu)標(biāo)準(zhǔn)樣件的緊固要求。
試驗(yàn)機(jī)最大扭矩為1 000 N·m,扭矩測(cè)量范圍為0.4%~100%最大扭矩,扭轉(zhuǎn)角測(cè)量范圍無限制,AR-N32力傳感器量程為90 kN,因此滿足壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力的測(cè)量要求。
3擰緊方法原理
隨著生產(chǎn)裝配技術(shù)的不斷進(jìn)步以及人們對(duì)安全和舒適性要求的持續(xù)提升,擰緊裝配技術(shù)已逐漸成為研究的核心內(nèi)容。壓氣機(jī)軸端緊固連接旨在確保螺紋連接內(nèi)部產(chǎn)生穩(wěn)定的預(yù)緊力。然而,這一目標(biāo)通常難以直接測(cè)量和控制,必須依賴間接控制方法。因此,針對(duì)不同的預(yù)緊力間接控制方法,相應(yīng)的擰緊技術(shù)也不同。在綜合考慮擰緊設(shè)備條件、產(chǎn)品裝配特性等多方面因素的基礎(chǔ)上,本研究將對(duì)扭矩法和扭矩-轉(zhuǎn)角法這兩種擰緊工藝進(jìn)行分析。
3.1扭矩法
扭矩法作為一種普遍采用的緊固方法,它的原理是通過擰緊扭矩與預(yù)緊力的線性關(guān)系,控制扭矩的大小來調(diào)整螺栓的預(yù)緊力。Motosh[14]提出在擰緊螺栓時(shí),擰緊力矩主要分為三部分:一部分用于克服擰緊過程中的螺紋摩擦力矩,一部分用于克服螺栓與被連接件支撐面之間的摩擦力矩,剩余扭矩用來生成螺栓預(yù)緊力。
螺栓螺紋表面與螺母之間摩擦產(chǎn)生的螺紋摩擦力矩Tt、承載面摩擦力矩Tb以及螺紋的螺旋結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的螺距力矩Tp的計(jì)算公式如下:
Tp=P2πF,(9)
Tt=Fd2μt2cosα,(10)
Tb=μbFdb2,(11)
T=Tt+Tp+Tb。(12)
式中:F為壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力;P為螺距;μt和μb分別為壓氣機(jī)軸端連接螺紋摩擦系數(shù)和承載面摩擦系數(shù);α為螺紋輪廓角的一半;db為支撐面等效摩擦直徑。
將式(12)轉(zhuǎn)化為預(yù)緊力的表達(dá)式:
F=2Tμtcosαd2+Pπ+μbdb。(13)
3.2扭矩-轉(zhuǎn)角法
扭矩-轉(zhuǎn)角控制法是在擰緊過程中,首先對(duì)螺栓施加一個(gè)較小的初始扭矩,一般為總扭矩的20%~30%,用于抵消接觸面不平整帶來的影響。然后按照規(guī)定的角度繼續(xù)擰緊,以達(dá)到所需的螺栓預(yù)緊力。
扭矩-轉(zhuǎn)角法是基于扭矩法引入了轉(zhuǎn)角控制。以螺栓-螺母連接為例,螺母轉(zhuǎn)角可表示如式(14)。
φ=360∑δP。(14)
式中:P為螺距;∑δ為螺母在擰緊過程中的相對(duì)位移量。
將螺母的位移視為剛性約束,限制螺栓的位移,此時(shí)螺栓伸長(zhǎng),但實(shí)際上被連接件會(huì)被壓縮從而產(chǎn)生變形,不能剛性約束螺母的位移。因此,將被連接件完全貼合作為位移的起點(diǎn),螺母的相對(duì)位移量∑δ由螺栓變形δ0和其他連接件變形δ兩部分構(gòu)成,如式(15)所示。
∑δ=δ0+δ。(15)
當(dāng)擰緊螺母時(shí),一邊拉伸螺栓,一邊壓縮被連接件,可以等效為兩個(gè)彈簧串聯(lián),則串聯(lián)的系統(tǒng)剛度為
Ca=CbCcCb+Cc。(16)
由力學(xué)知識(shí)有:
F=CbCcCb+Cc∑δ=CbCcPφ(Cb+Cc)360。(17)
式中:Cb為螺栓剛度;Cc為被連接件剛度;F為螺栓預(yù)緊力;φ為轉(zhuǎn)角。
當(dāng)Cb,Cc和螺距P視為常數(shù)時(shí),式(17)表明預(yù)緊力F與轉(zhuǎn)角φ呈正相關(guān)。但在實(shí)際擰緊過程中很難判斷被連接件是否完全貼合,即轉(zhuǎn)角φ的初始值無法確定。因此在實(shí)際工程應(yīng)用中,會(huì)先施加一定的初始扭矩使連接件緊密貼合,然后再擰過一定的角度,使得螺栓連接結(jié)構(gòu)產(chǎn)生目標(biāo)預(yù)緊力。
4擰緊方法對(duì)軸端預(yù)緊力影響研究
目前,渦輪增壓器壓氣機(jī)軸端連接裝配工作主要依靠人工經(jīng)驗(yàn)。在實(shí)際操作過程中,常常會(huì)出現(xiàn)預(yù)緊力誤差大和控制精度低等問題,而且采用不同的擰緊方法獲得的預(yù)緊力的均勻程度不同。因此,開展基于扭矩法和扭矩-轉(zhuǎn)角法的壓氣機(jī)軸端連接結(jié)構(gòu)擰緊試驗(yàn)是必要的,旨在獲得不同裝配工藝下預(yù)緊力的分布規(guī)律。通過將擰緊后的預(yù)緊力與設(shè)計(jì)值進(jìn)行對(duì)比分析,可以明確兩種擰緊工藝對(duì)壓氣機(jī)軸端預(yù)緊力的具體影響。
4.1試驗(yàn)準(zhǔn)備
將預(yù)緊力設(shè)計(jì)均值作為目標(biāo)值,結(jié)合式(9)至式(17),計(jì)算扭矩法及扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊規(guī)范,計(jì)算參數(shù)見表4。
考慮試驗(yàn)機(jī)加載方便并將計(jì)算結(jié)果取整,確定本次測(cè)試方案如表5所示,同時(shí)為了便于統(tǒng)計(jì)分析,每種方案的測(cè)試樣本數(shù)為10。對(duì)于扭矩法,預(yù)緊力分散性試驗(yàn)評(píng)價(jià)參數(shù)選擇螺栓預(yù)緊力和擰緊扭矩,扭矩-轉(zhuǎn)角法選擇螺栓預(yù)緊力和轉(zhuǎn)角作為試驗(yàn)評(píng)價(jià)參數(shù)。
在目前的相關(guān)研究中,大部分采用正態(tài)函數(shù)來描述螺栓預(yù)緊力的分布特征。正態(tài)分布的概率密度函數(shù)如式(18)所示:
fx;μ,δ=1δ2πexp-x-μ22δ2。(18)
式中:μ和δ分別為隨機(jī)變量x的均值和標(biāo)準(zhǔn)差。μ和δ的計(jì)算公式分別為
μ=∑nsi=1xins,(19)
δ=∑nsi=1xi-μ2ns-1。(20)
式中:ns為隨機(jī)變量x的樣本量;xi表示x的第i個(gè)樣本。為了消除量級(jí)的影響,使用變異系數(shù)(CV)來量化隨機(jī)變量的分散性。CV的計(jì)算公式如式(21)所示。
CV=δμ。(21)
4.2扭矩法擰緊試驗(yàn)研究
將樣件固定在試驗(yàn)機(jī)上,通過在扭轉(zhuǎn)試驗(yàn)機(jī)軟件操作頁面中設(shè)置目標(biāo)扭矩62 N·m進(jìn)行緊固。在擰緊過程中,力傳感器和扭矩傳感器將力信號(hào)轉(zhuǎn)化為電信號(hào)傳遞到數(shù)據(jù)采集器中,采用不同的樣件試驗(yàn)10次,獲得擰緊力矩和預(yù)緊力的實(shí)際分散規(guī)律,對(duì)結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)學(xué)分析,得到預(yù)緊力與擰緊力矩的關(guān)系[15]。
基于簡(jiǎn)化的壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu),在試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行預(yù)緊力的測(cè)試,輸出得到實(shí)際的擰緊扭矩和預(yù)緊力,10次試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表6所示。
根據(jù)扭矩法擰緊試驗(yàn)得到的實(shí)際擰緊力矩和預(yù)緊力結(jié)果,利用數(shù)理統(tǒng)計(jì)學(xué)方法得到實(shí)際擰緊力矩T和預(yù)緊力F的統(tǒng)計(jì)學(xué)分布結(jié)果。在圖4和圖5中可以看到,擰緊力矩T和預(yù)緊力F樣本值全部位于正態(tài)分布概率圖的95%置信區(qū)間中。結(jié)合圖6和圖7可得到擰緊力矩T和預(yù)緊力F的分布參數(shù),如表7所示。
4.3扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊試驗(yàn)研究
在扭轉(zhuǎn)試驗(yàn)機(jī)軟件中,設(shè)置擰緊規(guī)范為20 N·m+60°,進(jìn)行緊固。在擰緊過程中,力傳感器和扭矩傳感器將力信號(hào)轉(zhuǎn)化為電信號(hào)傳遞到數(shù)據(jù)采集器中。采用不同的樣件試驗(yàn)10次,獲得軸端預(yù)緊力的實(shí)際分散規(guī)律,對(duì)結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)學(xué)分析,得到的試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表8所示。
根據(jù)扭矩-轉(zhuǎn)角法試驗(yàn)得到的實(shí)際預(yù)緊力結(jié)果,利用數(shù)理統(tǒng)計(jì)學(xué)方法得到實(shí)際預(yù)緊力F的統(tǒng)計(jì)學(xué)分布結(jié)果。在圖8、圖9和圖10可以看到,預(yù)緊力F、初始扭矩T0及轉(zhuǎn)角φ樣本值全部位于正態(tài)分布概率圖的95%置信區(qū)間中。結(jié)合圖11至圖13可得到預(yù)緊力F、初始扭矩T0及轉(zhuǎn)角φ的分布參數(shù),如表9所示。
4.4不同擰緊方法對(duì)比分析
通過扭矩法和扭矩-轉(zhuǎn)角法的擰緊工藝試驗(yàn),確定了采用扭矩法擰緊時(shí)擰緊力矩與預(yù)緊力之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系,以及使用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí)轉(zhuǎn)角與預(yù)緊力的對(duì)應(yīng)關(guān)系[16]。根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)得到不同擰緊工藝下預(yù)緊力分布,如圖14所示。由圖14可以看到,相比于扭矩法而言,扭矩-轉(zhuǎn)角法得到的預(yù)緊力波動(dòng)程度較小。結(jié)合表6和表8繪制不同擰緊工藝下壓氣機(jī)軸端結(jié)構(gòu)擰緊試驗(yàn)數(shù)據(jù)的箱線圖,如圖15所示,所示數(shù)據(jù)表明,采用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí),預(yù)緊力分散性較小,集中在23~27 kN范圍。相比之下,使用扭矩法擰緊時(shí),預(yù)緊力范圍在23~31 kN,數(shù)據(jù)存在很大的不均勻性。
如圖16所示,將試驗(yàn)結(jié)果與設(shè)計(jì)值進(jìn)行對(duì)比,結(jié)果表明,采用扭矩法擰緊時(shí),10次擰緊的預(yù)緊力平均值為25.77 kN,而采用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí),預(yù)緊力平均值為24.69 kN。采用壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力范圍評(píng)價(jià)模型得到預(yù)緊力設(shè)計(jì)下限為18.16 kN,設(shè)計(jì)上限為31.03 kN,均值為24.60 kN。
因此,在此種工藝條件下,使用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí)預(yù)緊力分散程度較低,結(jié)果更接近設(shè)計(jì)值中位數(shù),以預(yù)緊力為評(píng)價(jià)指標(biāo),扭矩-轉(zhuǎn)角法相較于扭矩法質(zhì)量更高。扭矩-轉(zhuǎn)角法之所以能夠精準(zhǔn)地控制預(yù)緊力,是因?yàn)樗ㄟ^施加初始扭矩使結(jié)合面緊密貼合,消除了接觸面不平整帶來的影響,隨后施加轉(zhuǎn)角避免了摩擦造成螺栓軸向伸長(zhǎng)量的偏差,進(jìn)一步提高了預(yù)緊力的準(zhǔn)確度。
5結(jié)論
a) 系統(tǒng)性地闡述了壓氣機(jī)軸端螺母預(yù)緊力范圍評(píng)價(jià)模型,同時(shí)結(jié)合壓氣機(jī)熱力計(jì)算結(jié)果,確定了壓氣機(jī)軸端螺栓預(yù)緊力設(shè)計(jì)下限為18.16 kN,設(shè)計(jì)上限為31.03 kN,均值為24.60 kN,同時(shí)以預(yù)緊力設(shè)計(jì)均值為目標(biāo)值,計(jì)算得到了扭矩法及扭矩-轉(zhuǎn)角法試驗(yàn)擰緊規(guī)范,分別為62 N·m和20 N·m+60°;
b) 采用扭矩法擰緊時(shí),預(yù)緊力平均值為25.77 kN,而采用扭矩-轉(zhuǎn)角法擰緊時(shí)預(yù)緊力平均值為24.69 kN,更接近設(shè)計(jì)均值,滿足設(shè)計(jì)要求;
c) 在壓氣機(jī)軸端連接模擬樣件的擰緊試驗(yàn)中,采用扭矩-轉(zhuǎn)角法顯示出更低的預(yù)緊力分散性;具體而言,扭矩-轉(zhuǎn)角法預(yù)緊力標(biāo)準(zhǔn)差約為扭矩的25%,因此在壓氣機(jī)軸端螺栓擰緊的過程中,扭矩-轉(zhuǎn)角法具有更高的質(zhì)量控制水平。
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Influence of Tightening Process on Pre-Tightening Force of Compressor Shaft End
HE Yu1,2,3,WANG Zengquan4,JING Guoxi1,2,3,LIU Ye4,LIU Xinyuan4,SHI Xinyu4
(1.School of Mechanical Engineering, Hebei University of Technology,Tianjin300401,China;2.Laboratory of Power Transmission and Safety Technology for New Energy Vehicles,Tianjin300401,China;3.Hebei Provincial Key Laboratory of Cross-scale Intelligent Equipment Technology,Tianjin300401,China;4.China North Engine Research Institute(Tianjin),Tianjin300406,China)
Abstract: The supercharger is a kind of high-speed rotating machinery, and its working environment is very complex. During the assembly process, the tightening process of compressor shaft end nut will affect the uniformity of the obtained preload. If the shaft end nut is loose, it will cause the supercharger to fail. In order to solve this problem, the evaluation model of the pre-tightening force range of compressor shaft end nut was used, and the thermal calculation results of compressor were combined to determine the pre-tightening force range. Then, according to the design value, the tightening test specification of torque method and torque-rotation angle method were determined. Finally, based on the self-developed fastening test device, the tightening test of the simulated sample of compressor shaft end connection structure was carried out, and the influence of different tightening processes on the pre-tightening force of shaft end was studied. The results show that the required shaft end preload range is 18.16-31.03 kN under the condition of ensuring the normal operation of compressor shaft end structure. The standard deviation of the pre-tightening force of torque-rotation method is roughly 25% of torque method. The use of torque-rotation method is beneficial to reduce the dispersion degree of pre-tightening force, and the tightening of torque-rotation method is closer to the design median, which is beneficial to improve the pre-tightening force control accuracy.
Key words: compressor;nut;assemble;pre-tightening force;tightening process
[編輯: 袁曉燕]