150柴油机气缸盖连接螺栓预紧力施加的有限元及试验分析
车用柴油机气缸体强度的有限元分析
车用柴油机气缸体强度的有限元分析发表时间：2009-11-17 刘云来源：万方数据关键字：气缸体有限元子模型疲劳分析信息化应用调查我要找茬在线投稿加入收藏发表评论好文推荐打印文本采用Pro／E和HyperMesh对改进后的某车用柴油机气缸体进行了三维实体建模和网格划分，基于ABAQUS分析平台计算了改进后的机体应力分布情况；同时结合凸轮轴孔子模型，采用Fatigue软件进行高周疲劳分析。
计算结果表明：改进后凸轮轴孔处的疲劳安全系数均大于1．1，满足疲劳强度设计要求。
引言机体作为安置气缸和曲柄连杆机构以及其它辅助机构的主体骨架构件，承受着极为复杂的载荷，其刚度、强度以及动态特性对发动机的动力性、经济性和可靠性有着很大的影响。
随着欧Ⅲ、欧Ⅳ柴油机的研制和生产，不断提高的爆发压力和强化指标，对柴油机机体的刚度、强度和动力特性都提出了更加严格的要求。
有限元法作为一种通用的数值分析方法，是目前研究机体类复杂结构受力最为可靠和有效的方法。
本文采用有限元子模型技术及ABAQUS软件中的非线性接触分析模块，对改进后的某车用柴油机气缸体进行有限元强度分析，结合疲劳分析软件MSC．Fatigue重点考察凸轮轴孔子模型的疲劳安全强度，对改进措施进行分析和评价。
1 有限元模型的建立图1 机体有限元模型采用Pro／E和HyperMesh对该车用柴油机前三缸气缸体、框架、主轴瓦、凸轮轴瓦、主轴承螺栓等进行三维实体建模和网格划分。
为了保证有限元计算的准确性，仅对计算精度影响较小的螺钉孔和销钉孔进行适当简化，划分网格后的机体有限元模型如图1所示。
为重点考察改进后凸轮轴孔处的强度，取凸轮轴孔部位建立计算子模型，以获得较为精确的结果。
有限元模型采用10节点四面体单元，各零部件的单元数目和节点数目如表1所示。
表1 机体计算模型中各零件的单元数与节点数2 载荷与边界条件由于重点考察主轴承力对机体尤其是凸轮轴孔的影响，故对机体顶面节点进行约束。
压缩机气缸螺栓拧紧过程有限元仿真
压缩机气缸螺栓拧紧过程有限元仿真摘要：通过运用有限元仿真技术对旋转式压缩机泵体螺栓装配变形进行模拟，结合试验的对比验证，确立了正确、可靠、有效的有限元仿真分析方法，从结构仿真分析、理论知识、试验三方面检讨了螺栓装配对泵体变形的影响，从而展现非线性有限元仿真技术在实际工程问题上的具体应用。
关键词：旋转式压缩机泵体螺栓装配非线性有限元1 前言旋转式压缩机由活塞、气缸、叶片及其背部的弹簧、偏心曲轴和上、下缸盖等主要零件组成。
气缸内孔和活塞均呈圆形，气缸上开有吸、排气口。
排气口上装有排气阀，气缸内装有偏心曲轴，其旋转中心与气缸内孔的圆心重合，活塞安装在曲轴偏心部上，使得活塞外表面与气缸内表面相切，于是气缸内表面与活塞外表面之间形成一个月牙形空间，它的两端被上、下缸盖封着，构成了压缩机的工作腔。
在气缸的吸、排气口之间开一个径向槽，槽内装有能来回滑动的叶片，叶片背部装有弹簧，靠弹簧力将叶片紧紧压在活塞外表面上，将月牙形空间分成两部分：与吸气口相通的部分称为吸气腔；在排气口一侧的部分称为压缩腔。
当偏心曲轴由电机驱动绕气缸中心连续旋转时，吸气腔、压缩腔的容积周期变化，于是实现了吸气、压缩、排气及余隙膨胀等工作过程。
基本结构见图1（a）。
图1：旋转式压缩机基本结构和气缸模型示意图气缸是压缩机的骨架，其上安装着压缩机的主要零部件。
它支承着偏心曲轴转动机构，保证运动件之间的准确相互位置；支承着上、下缸盖等固定件，形成密封的高、低压气腔和气流通道，组织工质的合理流动；承受着大小、方向不断变化的气体力、惯性力及其力矩的作用，为了完成上述功能，气缸的设计必须合理，既要保证具有足够的强度和刚度，又要尽可能减小其质量和整机尺寸。
气缸上加工有吸气孔、排气斜切口、叶片槽、弹簧安装孔，以及固定上、下缸盖的螺纹孔。
其模型示意图见图1（b）。
气缸的变形会影响压缩机的性能，严重时会导致压缩机堵转。
本文通过运用有限元仿真技术对旋转式压缩机泵体螺栓装配变形进行模拟，以及试验的对比验证，确立了正确、可靠、有效的有限元仿真分析方法，从结构仿真分析、理论知识、试验三方面检讨了螺栓装配对泵体变形的影响，从而展现非线性有限元仿真技术在实际工程问题上的具体应用。
机车柴油机高强度螺栓预紧方法探讨
文章编号:100726034(2006)0520038204机车柴油机高强度螺栓预紧方法探讨张 芳(北京铁路局北京科研所,北京100860)摘 要:简述了柴油机高强度螺栓预紧工艺的现状;介绍了高强度螺栓预紧的几种方法,并逐一分析了几种预紧方法对预紧力的影响;提出了在检修工艺中直接标定高强度螺栓的预紧力的建议。
关键词:高强度螺栓;预紧力;预紧方法;柴油机组装中图分类号:U262.11 文献标识码:B0 引言螺栓联接分为一般螺栓联接和规定预紧力的螺栓联接2种。
一般螺栓联接在装配时要求螺栓不得有歪斜或弯曲现象,螺母与被联接件应接触良好。
在多点螺栓联接中,要求根据被联接件的形状和螺栓的分布情况,按一定顺序逐次(一般2～3次)拧紧。
如有定位销,拧紧应从定位销附近开始。
这些螺栓拧紧后,应一直承受紧固力。
规定预紧力的螺栓联接属关键螺栓联接,要求联接件之间保持稳定的紧固力。
此螺栓联接在工作中不但能承受压力,还能保持紧固状态,不发生自行松脱的问题。
此时就采用规定预紧力的螺栓联接。
高强度螺栓是用经热处理后抗拉强度高于850 MPa的钢材制成。
如10.9级、12.9级螺栓就是高强度螺栓。
高强度螺栓联接的结构与普通螺栓联接相同,但要求螺母、垫圈有较大的支承面以承受大的预紧力。
高强度螺栓联接主要用于大载荷的钢结构联接。
内燃机车柴油机主轴承螺栓和气缸盖螺栓就属于高强度螺栓。
1 螺栓预紧力原理所谓预紧力就是要螺栓在未加工作载荷之前产生拉伸,对被联接件、螺母产生压紧作用,并保证在设计工作载荷条件下,被联接件之间不产生缝隙或相对位移。
因此,螺栓可靠预紧是保证被联接件正常稳定工作的前提。
收稿日期:2006-09-13作者简介:张芳(1967-),女,河北景县人,工程师,1991年毕业于北方交通大学机械工程系机车专业,工学学士,现从事机务方面的科研工作。
机车柴油机主轴承螺栓和被联接件(主轴承盖与主轴承座)的载荷与变形情况可用图1来表示。
柴油机缸盖结构有限元模态分析和模态测试
柴油机缸盖 结构有 限元模态分 析和模态 测试
王科富 ， 利桂梅 ， 陈树 勋
（ 广西大学机械工程学 院， 广西 南宁 ５ ３ ０ ０ ０ ４ ）
义 特 征值 和 特 征 向量 ，即可 得 到结 构 的 固有 振 动 的
模 态频率和相应的模态振型【 ｌ 】 。并通过模态测试得到 该 缸盖结构 的试验模态频率与振型。比较有限元模
图 １ 缸盖的实 际形状
图 ２ 缸盖的几何模 型
建立几何模型后 ， 对模型进行相关设置和网格划
态分析和模态测试结果 ，验证 了有 限元模态分析模 分 。选用 四面体单 元 Ｓ Ｏ Ｌ Ｉ Ｄ ４ ５ 单 元类 型 ， 以适 合 不规 型 与结 果 的合 理 性 ， 为该 缸盖 结 构设 计 的改 进 与优 化 则 的模型 网格划分 ， Ｓ Ｏ Ｌ Ｉ Ｄ ４ ５单元 由八个 节点构 成 ， 单
态分析与模 态测试结果 的对比 ， 验证 了有 限元模 态分析模 型与结果合理性 ， 为该类型发动机 缸盖 结构设计 与优化提供
了参 考依 据 。
关键 词 ： 柴油机 ； 缸盖 结构 ； 模 态分析 ； 模 态测试
中图分类 号 ： Ｔ Ｋ ４ ２
文献标识码 ： Ｂ
文章编号 ： １ ６ ７ ２ — ５ ４ ５ Ｘ（ ２ ０ １ ４ ） ０ １ — ０ １ １ ２ — ０ ３
１ 发动机缸 盖结构有 限元模态分析
１ ． １ 有 限元模 型 的建 立
收 稿 日期 ： ２ ０ １ ３ — １ ０ — ０ ６
150柴油机气缸盖连接螺栓预紧力施加的有限元及试验分析
析结果的精确度及可信度 ，尤其对于大功率柴 油机 来 说 更 是 如 此 。 针 对 此 现 象 ，本 文 结 合 某 ６ ５ Ｖ１０ 型 柴 油 机 改 进 设 计 的 数 值 计 算 过 程 ， 采 用 Ｃ Ｄ Ｃ Ｅ软 件 ＩＤ Ａ Ａ ／Ａ － Ｅ Ｓ建 立 了 机 体 及 相 关 零 件 的
关键 词 ：发动 机 螺栓 有 限元 方法 试验
Ｅｘ ｅ ｉ ｎ ａ ｎ ｉ ｉｅＥｌｍｅ ｔ ａｙ ｉ ｆ ｅ Ｔｉｈ ｅ ｉ ｇＦ ｒ ｅｏ ｐ ｒｍｅ ｔｌ ｄ Ｆ ｎｔ ｅ ｎ ａ Ａｎ ｌｓｓｏ — ｇ ｔｎ ｎ ｏ ｃ ｎ Ｐｒ Ｃｙ ｉ ｄ ｒＨｅ ｄ Ｂｏｔｏ ０ Ｓ ｒｅ ｅ ｅ ｇｎ ｌｎ ｅ ａ ｌ ｆ１ ｅ ｉｓＤｉｓ ｌ ５ Ｅｎ ｉ ｅ
１０柴油机气缸 盖连接螺栓 预紧力 ５ 施加 的有 限元及试 验分 析
问来彦 １ 。 李 坤 ， ２ （ ． 西省特 种设备 监督检 验 所 ， ． １山 ２ 中北 大学 山西 太原 ０ ０ ５ ） ３ ０ １
摘要 对发动机机体进行结构强度的有限元分析的时，发动机 气缸盖连接螺栓预 紧力的施加 方式及施加位置对有限元分析结果的精确度往往具有重要 的影响。文章结合某 １０ ５ 柴油机进行性 能强化数值模拟计算 ，对该柴油机气缸盖连接 螺栓预 紧力采 用不同位置施加 ，并用实验结果验证 对 比 了各 方案 ，得 到 了合理 的 方案 ，为螺栓 预 紧力的模 拟施加 提供 了可借鉴 的 帮助 。
柴油机设 计 与制 造
Ｄｅｇ Ｍａｕａｔｒ ｆ ｅｅＥ ｇ ｅ ｓ ｎ＆ ｉ ｎｆ ｕｅ ｓｌ ｎｉ ｃ ｏ Ｄｉ ｎ
ｄｉ１ ． ６ ６ｉ ｎ１７ － ６ ４２ １．１ ０ ｏ ０３ ９ ．ｓ．６ １ ０ １． １ ． ３ ： ９ ｓ ０ ００
螺栓的应力分析
柴油机缸盖螺栓的应力分析摘要：结合大功率柴油机性能强化的数值计算，在考虑螺纹的基础上建立了气缸盖螺栓的CAD装配体模型；并采用接触分析法对螺栓的应力应变进行了三维有限元计算.对螺栓的疲劳强度进行了校核。
分析结果表明•螺纹受力仍处于弹性变化范围.可采用转角法进一步拧紧。
关键词：螺栓疲劳强度有限元分析转角法弓言：缸盖螺栓是在循环交变应力条件下工作的.是发动机零件强度要求最高的螺栓之一。
螺栓虽小.但由于其儿何形状和载荷条件十分复杂.目前国内对螺栓工作时的应力应变状态的研究还不够。
本文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160型柴油机提升功率为例.对缸盖螺栓的疲劳强度进行了有限元计算校核, 以此来探讨高强度螺栓的计算分析方法，研究螺栓的疲劳应力应变状态。
计算基于以下条件：发动机提升功率后的缸内气体爆发压力由11MPa提高到13MPO：螺栓预紧力矩:丁=650N・m.螺栓规格与材料性能:M27X2、10.9级高强度螺栓, 材料45Cr,抗拉强度o b=1000MPd,屈服极限。
9= 835MPa,公称应力截面积As= 459.2mm2o 疲劳极限。
一1=330MPo。
图1螺栓装配及螺栓联接受力分配图1螺栓预紧力的计算缸盖螺栓的装配见图1所示。
拧紧力矩T使螺栓和被连接件之间产生预紧力Q“拧紧力矩T 等于螺旋副间的摩擦力矩「和螺母环形端而与被连接件支承而间的摩擦阻力矩丁2之和.即T=T I+T2O 螺旋副间的摩擦力矩Ti=Qp • d2/w • tg (P + X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩T.= U・ Q P/3 • ( Do3)/( DoA由此可得螺栓预紧力6的计算方法如下：Q P= 2Td^tg( P + X) +0.667 U Do3— do3Do2— do2由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力Q P= 126454 No2疲劳强度计算大量实践统计表明.承受交变载荷的螺栓联接80%以上为疲劳破坏［1］。
而缸盖螺栓是在气体爆压等变应力条件下工作的.因此要精确校核其强度必须采用疲劳应力校核。
螺栓连接中预紧力的有限元分析
螺栓连接中预紧力的有限元分析摘要：利用有限元分析软件ANSYS建立了螺栓连接的有限元模型，采用了预紧力单元法和温度收缩法模拟预紧力两种方法，分析了不同载荷条件下螺栓结构的轴向变形图和轴向应力图，并将有限元分析结果与理论分析进行对比，以验证建立的有限元模型的有效性，为分析复杂结构中螺栓连接结构的简化提供了理论依据。
关键词：螺栓连接结构；预紧力单元法；有限元分析；温度收缩法0引言为了便于机器的制造、安装、运输、维修以及提高劳动生产率等，各种连接得以广泛地使用<sup>[1]</sup>。
其中，螺栓连接是最为常见的一种连接方式，其在装配时都需要施加一定的预紧力，目的是增强连接的刚度、紧密性和放松能力，防止受载后被连接件之间出现缝隙或滑移。
合适的预紧力对结构的疲劳强度是有利的，但是过大的预紧力会使连接结构失效。
因此，螺栓连接中控制预紧力十分重要。
螺栓连接结构中有限元分析中，螺栓连接预紧力的模拟对结构的应力和形变有一定的影响，特别是一些对螺纹连接紧密性要求较高的结构，如汽缸盖、轴承盖、齿轮箱等。
本文研究了螺栓结构中的预紧力，应用ANSYS软件螺栓结构建立了全尺寸三维有限元接触模型，并利用预紧力单元法和温度收缩法模拟预紧力两种方法，为复杂结构中的螺栓结构简化提供了理论依据。
1有限元法简介有限元分析的基本思想是用较简单的问题代替较复杂的问题。
它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的近似解，然后推导求解这个域总的满足条件，从而得到问题的解。
<sup>[2]</sup>主要分为前处理、求解和后处理3个阶段。
前处理模块主要用于建立有限元模型和网格划分，后处理模块用于采集处理分析结果，并将计算结果以图形、图表、曲线形式显示或输出。
有限元求解可分为6个步骤<sup>[2]</sup>：①问题及解域定义：根据实际问题确定求解域；②求解域离散化：将求解域近似为离散域，即为有限元网格划分；③确定状态变量及控制方法：将包含边界条件的微分方程化为等价的泛函形式；④单元推导：选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，形成单元矩阵；⑤总装求解：将单元总装成离散域的总矩阵方程；⑥联立方程组和结果求解：采用直接法、迭代法和随机法求解联立方程组。
柴油机机体高强度螺栓预紧力的有限元计算方法_张小良
收稿日期：２０１２－０２－２７；修回日期：２０１２－０７－２５ 作者简介：张小良（１９８２—），男，助理研究员，硕士，主要研究方向为发动机结构件设计及仿真分析；ｔｂｐｏｌｉｔ＠１６３．ｃｏｍ。
柴油机机体高强度螺栓预紧力的有限元计算方法张小良１，王根全１，侯晔星１，姚亮宇１，王 轲２，王小慧１（１．中国北方发动机研究所，山西大同 ０３７０３６；２．大连理工大学机械学院微系统研究中心，辽宁大连 １１６０２４） 摘要：针对传统的螺栓预紧力计算方法误差较大的问题，采用有限元法进行刚度计算。
建立了相关零部件三维实体模型，根据螺纹部分受力分布情况，选取适当位置和载荷，运用有限元法计算连接件与被连接件变形量，根据载荷和变形量计算刚度，根据刚度和相关参数计算螺栓预紧力。
采用应变计法测量了螺栓预紧力，并与计算结果进行了对比，结果表明，有限元方法计算结果与实测值的相对误差仅为１．７６％。
关键词：螺栓；预紧力；刚度系数；应变计法；有限元法ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００１－２２２２．２０１２．０５．００７中图分类号：ＴＫ４２３．１ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１００１－２２２２（２０１２）０５－００２９－０３ 柴油机机体和缸盖间的连接螺栓是发动机中重要的紧固件之一。
装配时通过拧紧螺栓对缸盖、气缸垫和气缸套施加均匀、适当的压紧力，以保证发动机工作状态燃烧室、冷却水和润滑油的密封可靠性。
螺栓预紧力不足不利于燃烧室的密封，可导致发动机漏气；预紧力过大或散差过大，会造成气缸盖的过度变形、受力不均，使零部件机械负荷增大，可靠性下降［１－４］。
螺栓预紧力的控制方法有力矩法、螺母转角法、测量螺栓伸长法和应变计法等，采用不同的拧紧方法得到的预紧力分布不同：最小误差可控制在±１％以内，但费用昂贵；而最大误差可达±４０％［５］，不适用于柴油机高强度螺栓的预紧。
综合考虑成本和预紧力误差等因素，目前柴油机高强度螺栓装配时常采用的拧紧方式为扭矩／转角法。
带预紧力的螺栓连接有限元分析
（a）预紧力 0N 时法兰 1、法兰 2 变形图 （b）预紧力 2000N 时法兰 1、法兰 2 变形图
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现代制造技术与装备
2019 第 10 期 总第 275 期
HUANG Haihe, WANG Anning （Jinan Heavy Industry Group Co., Ltd., Jinan 250109） Abstract: When the machine is assembled by bolting, the bolts need to be tightened in most cases, so that the connection is pre-stressed before being subjected to the working load. The
3 结语
通过本文分析可知，随着螺栓预紧力增加，法兰变形
量增大，但螺栓预紧力过大、法兰直径过小时，螺栓预紧
力会加大法兰的变形量；随着螺栓预紧力增加，螺栓变形
量减小，但螺栓预紧力过大时，螺栓变形量会加大，甚至
发生塑性变形。
参考文献
[1] 濮良贵，陈国定，吴立言，等 . 机械设计 [M].8 版 . 北京：高等 教育出版社，2006.
关键词：螺栓 预紧力 载荷
1 紧螺栓连接力学分析
螺栓在安装时需要拧紧，即预紧。预紧使得螺栓被拉伸、
被连接件被压缩，螺栓承受拉力和被连接件承受的压力 F0 即为预紧力，又被称为预紧载荷，如图 1 所示。当连接承 受工作载荷 Fe 后，螺栓被进一步拉伸、被连接件被放松， 螺栓承受的拉力有 F0 增加到 F，而被连接件的压力减小为 残余预紧力 Fr。根据机械设计理论，力 F 和 Fr 的大小如式（1）、 式（2）所示。
柴油机连杆螺栓预紧力的数值分析
典接触力学 的求解大都采用解析形式 的积分方程 法 ．但 能解决 的问题非 常有 限 。直 至 高速计 算机 的 应用 和有 限元法 的问世 ．这 一领 域 的研究 才有 了长
模拟 连杆 在螺 栓 预紧力 、轴 瓦过 盈 以及工 作 载荷下 的变 形 和应力 。因此 ．连杆 分析 中的接 触 问题 是 必 须要 考 虑 的因素 。
２ 接触 问题 的 描述
如图 １ 所示 ．连杆的接触部位有 ：连杆体与连
杆 盖 、连杆 体 与 连 杆 体 轴 瓦 、连 杆 盖 与 连杆 盖 轴 瓦 、连杆体 与螺 栓 、连杆 盖与 螺母 、连 杆体 轴瓦 与 连 杆盖轴 瓦 、螺栓 与螺母 、连 杆 盖轴 瓦与 曲轴 、连
Ａｂ ｔａ ｔ Ｔ ｅ ｂ ｌ ｒ ｔｇ ｔｎ ｎ ｏ ｃ ｓｉ ｐ ｒａ ｔｔ ｏ ｄｎ ｔ ｔ ｅ ｗｅ ｎ ａ ｃ ｎ ｅ ｔｎ ｓｒ ｃ ： ｈ ｏｔｐ ｅ ｉｈ ｅ ｉ ｇ ｆ ｒ ｅ ｉ ｍ ｏ ｔ ｎ ｏ ｂ ｎ ｉ ｇ ｓａ ｅｂ ｔ ｅ ｏ ｎ ｃｉｇ ｒ ｄ ｃ ｐ ａ ｄ ａ ｃ ｎ ｅ ｔ ｇ ｒ ｄ ｂ ｄ ． ｅ ｃ ｎ ｅ ｔ ｇ ｒ ｄ ａ ｓ ｍｂ ｙ ｗａ ｎ ｌ ｚ ｄ ｂ ＥＡ ｏ ｅ － ｏ ａ ｎ ｏ ｃｉ ｏ ｏ ｙ Ｔ ｏ ｎ ｈ ｃｉ ｏ ｓ ｅ ｌ ｓａ ａｙ ｅ ｙ Ｆ ｎ ｔ ｎ ｓ ｒ ｎ ａ ｐ ｏ ｒａ ｅｂ ｌ ｐ ｅ ｉｈ ｅ ｉ ｏ ｃ ．Ａ ｏ ｔ ｃｉ ｇ ｃ ｌ ｌ ｔｏ ｓ ｓ ｄ ｔ ｎ ｌ ｅｔ ｅ ｕ ｅａ ｐ ｒ ｐ ｉｔ ｏ ｔ ｒ ｔ ｔ ｎｎｇｆ ｒ ｅ ｇ ｃ ｎ ａ ｔ ａｏｆ ｉｎ Ｗａ ｕ ｅ ａ ａｙ ｈ ｎ ａ ｏ ｚ ｅ ｆ ｃ ｆｔ ｅ ｐ ｅｉｈ ｅ ｉ ｇ ｆ ｒ ｅ ｏ ｅ ｔｅ ｓ ａ ｄ ｓｒ ｉ ｏ ｅ ｔ ｇ ｒ ｄ ｉ ｔｒａ ｅ ａ ｄ ｆｅ ｔ ｏ ｒ ｔ ｔ ｎｎ ｏ ｃ ｎ ｍ ａ ｓ ｒ ｓ ｈ ｇ ｎ ｎ ｔ ｎ ｏ ｃ ｎ ｃｉ ｏ ｎ ｅｆ ａ ｆ ｎ ｃ ｎ
柴油机气缸盖螺栓断裂分析
柴油机气缸盖螺栓断裂分析摘要针对柴油机气缸盖螺栓装配时发生断裂,从螺栓本身和装配过程进行分析,并对原设计进行校核,找到造成螺栓断裂的4个因素,分别是机械性能、加工精度、应力集中和安装扭矩超差,同时对螺栓作了改进设计,进一步提高其安全系数。
关键词螺栓;断裂;预紧力0引言我公司在08年12月生产JD500柴油机的过程中,在线上装配时每天发生10%-20%的断裂,为此,进行了相关检查和分析,以便进行质量改进和提升。
气缸盖上每缸周围有6根螺栓沿圆周均匀布置,共用2根,总共有10根螺栓;气缸盖螺栓断裂前产生变形如图1,断裂后的情况如图2。
1螺栓的分析1.1性能分析将失效的螺栓取样,做性能试验,结果是:失效螺栓的抗拉强度、硬度都符合要求,但其屈服强度已稍微超下限,它可能会引起螺栓拉长或断裂。
1.2金相分析螺栓材料合金钢经高温淬火加回火后的金相要求是回火索氏体1-3级,实际通过显微镜观察失效螺栓1为回火索氏体3级,失效螺栓2也为回火索氏体3级,可以看出螺栓经热处理金相符合要求,但都处于下限。
1.3金加工分析已断裂的螺栓因装配过或已破坏,不好检查,所以只能在未装配过的螺栓抽查,M8-6h通止规检查合格,φ16、φ8、φ6.5合格,垂直度检查时发现有超差的,有的达到0.35,有的达到0.54。
它的超差会使拧紧力矩中用于克服螺纹支承面的摩擦力矩减少,从而对螺栓产生的预紧力和有效力矩增大,会引起螺栓断裂失效。
2生产过程分析气缸盖螺栓的装配拧紧力矩要求是45-50Nm,它是用缸盖螺栓拧紧机(有4个拧紧头可同时转动),将扭矩设定为48N.m。
在发生螺栓断裂后,首先对拧紧机的扭矩进行了重新校定,情况一样;再对已装好的柴油机进行复查,结果如表1,可以看出整体水平在范围之内,但有个别超出上下限,超上限有可能引起螺栓失效。
3设计校核柴油机最高爆发压力:p=7Mpa,气缸盖底平面所受之力:Fz=πD2p/4=3.14×672×7/4=24680N,气缸盖底平面所受之力Fz由六只气缸盖螺栓分担,则每只气缸盖螺栓所受之拉力为Fc=Fz/6 =24680/6=4113N计算螺栓预紧力Fp,气缸盖螺栓的拧紧力矩M由两部份组成,分别是克服螺纹摩擦所需扭矩Mt和克服螺纹支承面的摩擦所需扭矩MmM8螺纹的平均直径dcp=7.2mm螺纹导角ξ=arctg(s/πdcp)=arctg(1.25/3.14*7.2)=3.16°螺纹副摩擦系数μ=0.18,牙形角β=60°三角形螺纹的转化摩擦角ψ=arctg(μ/cosβ/2)=arctg(0.18/cos30°)=11.74°Mt=Fp×tg(ξ+ψ)×dcp/2=Fp×tg(3.16°+11.74°)×7.2/2=0.9579Fp(N.mm)螺栓支承面直径d1=16mm,气缸头孔直径d2=9mmMm=Fp×μ×(d13-d23)/3(d12-d22)=Fp×0.18×(163-93)/3(162-92)=1.1544Fp(N.m m)M=Mt+Mm=0.9579Fp+1.1544Fp=2.1123Fp现根据气缸盖螺栓的装配扭紧力矩要求,如按最大M=50Nm计算Fp=M/2.1123=50×1000/2.1123=23671N,如按最大M=45Nm计算Fp=M/2.1123=45×1000/2.1123=21304N,从柴油机角度讲,为保证气缸盖的密封性,一般要求螺栓预紧力最少Fpmin=nFc=5×4113=20565N,从螺栓的屈服极限计算,考虑螺栓受拉扭复合应力,Fpmax=0.85×900×6.52×3.14/4=25372N,可以看出按45-50Nm的力矩拧紧产生的预紧力在设计的20565-25372范围之内,所以规定气缸盖螺栓的装配扭紧力矩要求是45-50Nm是合理的。
螺栓连接的有限元建模及仿真分析
螺栓连接的有限元建模及仿真分析辛鹏;万义强;徐琢【摘要】针对螺栓连接结构的仿真分析,建立了单体螺栓连接有限元模型和螺栓法兰有限元模型.理论计算和仿真分析均表明,在施加拧紧力矩后,装配应力主要产生在实体螺栓的螺头、垫圈和被连接件之间;与此同时,最大应力值也出现在螺母与螺杆连接处.模态分析表明,螺栓预紧力的大小对结构的影响很小.对于螺栓法兰连接结构,由装配引起的应力变化和分布也局限在各螺栓附近,其余部位影响甚小.为了提高仿真计算的效率和准确度,建议采用实体螺栓连接模型.【期刊名称】《车辆与动力技术》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】5页(P58-62)【关键词】螺栓;法兰连接;预紧力;模态;装配应力【作者】辛鹏;万义强;徐琢【作者单位】北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081【正文语种】中文【中图分类】U463螺栓连接作为一种可拆卸式的连接方式，广泛存在于各种机械设备中联结间厚度不大的场合.一般而言，对于各种机械式连接件，在工作过程中，应力集中和疲劳多数发生在连接部位，即螺栓附近，这对螺栓的寿命和连接精度有着重大的影响.因此，分析螺栓连接的应力产生有着重要的意义.由于螺栓连接中，连接件和被连接件相互之间的作用力比较复杂，因此，在有限元分析中，需要有针对性的简化.在螺栓连接中，螺栓预紧力和相互间接触是比较重要的两个特点，它们对结构的静态特性和动态特性的影响非常大.对于螺栓连接结构中的接触应力和连接刚度，许多科研工作者通过理论计算和有限元仿真，并加以试验验证，对螺栓连接进行了大量的研究分析［1］，得到了很多有价值的、可以借鉴的结论.在螺栓连接中，螺纹的接触和应力分析是有限元仿真中的难点.孙宇娟［2-3］等通过对螺纹的建模和分析，得到螺纹轴向载荷和应力分布规律，表明螺纹的形状和螺栓效应对螺栓结构的轴向载荷和应力分布的影响不大.这对我们简化螺栓模型提供了理论上的帮助.通过对螺栓连接应力分布的理论计算，基于有限元分析软件ANSYS，对螺栓连接进行精细化建模，并施以局部接触及螺栓预紧力，通过理论计算结果验证模型的准确性和实用性.1 螺栓连接模型强度计算校核螺栓连接的失效形式主要是螺栓杆部的损坏:在轴向变载荷的作用下，螺栓的时效多为螺栓的疲劳断裂，损坏的地方都是截面有剧烈变化因而有应力集中处.就破坏性质而言，约有90%的螺栓属于螺杆疲劳破坏.据统计资料表明，受变载荷的螺栓，如图1，在从螺母支撑面算起第一圈或第二圈螺纹破坏处损坏的约占65%，在光杆与螺纹部分交界处损坏的约占20%，在螺栓头与杆交界处损坏的约占15%.图1 变载荷受拉螺栓损坏统计例子中，建模螺栓为M10普通钢制螺栓，螺栓危险截面的拉伸应力螺栓危险截面的扭转切应力为式中:tanρv≈0.17，d2/d1≈1.05，tanλ =0.05，得对于钢制螺栓，可根据第四强度理论确定许用计算应力从公式来看，对于M10钢制紧螺栓连接，在拧紧时虽然受拉伸和扭转的联合作用，但计算时可按纯拉伸计算紧螺栓的强度，仅将所受的预紧力增大30%即可.对仅承受预紧力的紧连接螺栓，螺栓危险截面的应力值需小于许用应力式中:F为预紧力，N;d1为螺纹小径，mm;［σ］为螺栓材料的许用应力，MPa.2 螺栓连接有限元模型2.1 螺栓连接模型图2是局部简化版的螺栓连接结构，上下薄板通过M10的螺栓连接.显示螺栓连接处的网格划分及局部细节.对该实体连接模型，考虑到了真实的螺栓预紧力和接触［4］.实体螺栓连接模型是螺纹简化版的有限元模型，采用六面体单元建立螺栓、螺母、垫圈和薄板的详细模型.忽略螺栓和螺母的螺纹，在Hypermesh软件中螺母与上垫圈、螺头与下垫圈、上垫圈与上薄板、下垫圈与下薄板之间的接触采用面-面接触模型模拟［5-7］.预紧力的施加，取螺杆中部横截面插入PRETS179预紧力单元.为了便于观察螺栓螺杆内部因预紧力产生的应力分布，将有限元模型沿螺栓轴面切开，保留一半实体网格并对截面进行约束，以分析截面应力和螺杆应力分布情况，如图3所示.图2 实体螺栓连接整体模型图3 实体螺栓截面模型2.2 螺栓法兰连接模型考虑到单个螺栓连接虽然对研究螺栓内部应力分布情况具有较高的精确度和可信度，但是对由于螺栓连接施加拧紧力矩导致被连接件发生的局部变形，和由此产生的装配应力的分布情况并没有直接体现出来.在生产实际中，装配是一个至关重要的环节.而螺栓连接的广泛应用导致这一问题尤为突出.因此，搞清楚不同的装配过程所产生的装配应力的分布是很有必要的.图4所示为实际生产生活中广泛应用到的螺栓法兰连接结构:图4 螺栓法兰连接整体模型在该法兰连接结构中，上法兰和下法兰由6组圆周均布的M8螺栓连接.该实体模型与简化版的螺栓连接模型类似，是采用六面体solid185单元建立的螺栓、螺母、垫圈和法兰的详细模型.螺头与垫圈、垫圈与法兰、上法兰与下法兰的接触也采用面－面接触模型模拟.2.3 改造过的MPC法兰连接螺栓模型通过研究发现，由于螺栓预紧力的夹紧作用，在螺栓连接附近区域存在较大的应力分布，使得各零件紧密的连接在一起.针对这种情况，可以对实体螺栓法兰连接模型进行改造.删除预紧力单元，采用MPC法连接螺栓、螺母、垫圈以及法兰，如图5所示.并在垫圈下施加均布载荷.图5 MPC法兰螺栓连接模型材料参数的选取根据对热处理后的螺栓的最低要求，对于4.6级普通强度螺栓:屈服强度σy=392 MPa，屈强比值为0.6，ξu=10%;对于6.8级普通强度螺栓:屈服强度σy=588 MPa，屈强比值为0.8，ξu=10%。
气缸盖螺栓安全系数的模糊综合评判
螺栓工作载荷 Ｆ Ｉ７ １ ，螺栓剩余预紧力 Ｆ １ Ｆ １６ １ ，螺栓最大拉力 Ｆ＝９ ５Ｎ，螺栓预紧 ＝ １８ Ｎ ” ． ＝７７Ｎ ＝５ 。２ ４２ 螺栓公称直径 ｄ １ｍ ＝ ４ ｍ，材料 ４ Ｃ 钢，强度等级 １．，螺栓疲劳强度 【 ０ ２ ３０ Ｐ ； ０ｒ ０ ９ 『 ． 盯 ＝２ Ｍ ａ ３ 螺栓应力幅 ＝ １ Ｐ ；螺栓极限应力幅 盯 ＝ １． Ｐ ，在取许用安全 系数［ ． ４Ｍ ａ １５ Ｍ ａ ４ ｓ ＝ ７时，其许用应力幅 】２
引 言
柴油机的气缸盖是柴油机的主要部件之一 ， 它与气缸套 ， 活塞部件组成燃烧室 。 而气缸盖螺栓是气 缸盖与气缸体之间的连接件 ， 是直接承受柴油机爆发压力的零件。同时 ，由于受气缸盖气道 、 水腔的形 状、 缸心距等的影响，螺栓布置的个数和尺寸受到很大限制。 柴油机气缸盖螺栓设计是典型的承受交变载荷的紧螺栓连接设计 ， 按通常的设计计算方法 ， 对这类 螺栓连接形式 ， 除要校核螺栓的静强度外 ， 还要进行疲劳强度 的计算。 对静强度和疲 劳强度 的安全系数 ， 般的参考文献” 出的范围比较大。而安全系数较大 ，则意味着螺栓的尺寸会 比较大 。为保证柴油 给 机气缸盖螺栓的安全可靠 ，又有一个较小的尺寸，就要在允许的范围内，取一个 比较合适的安全系数。
一
因此 ， 研究气缸盖螺栓安全系数 的合理取值就显得很有必要 。 由于影响气缸盖螺栓安全系数取值大小的 主要因素都具有一定的模糊性 ， ： 如 制造水平 ， 材料性能 ， 设计水平 以及使用条件等 ， 以可 以采用模 所 糊判断的方法来进行综合评判 。 通过模糊综合判断， 对设计 中安全系数取值的大小有较好 的定量指导作
用。
１模 糊 综合 评 判 方 法
模糊综合评判就是应用模糊变换原理对其考虑的对象所作 的综合评价 。 它主要有两个步骤 ： 第一步 先按单个因素进行评判 ，第二步再按所有因素进行评判 。 １１建立因素集 ． 在评判气缸盖螺栓的安全系数时 ，一般应分析影响气缸盖螺栓安全的主要因素 ，主要包括 ： （） １ 设计计算水平 ， 如设计计算的精度 比较高，则可以取较小的安全系数 ， 反之 ，则应取大一些 ； （） ２ 制造水平 ， 如果工艺技术保证条件 比较好 ，则可以取较小的安全系数 ， 反之 ，则应取大一些 ； （） ３ 材料的综合机械性能和实际的使用条件对螺栓安全系数取值大小的影响程度 ，与前 面的设计 计算水平 、制造水平的影响是类似的。 但这些因数对安全系数最后取值 的影响程度并不是完全清晰的 ， 而是具有一定的模糊性 。 所以 ， 应 考虑的主要影响因素有 ：制造水平 ｕ，材料性能 ｕ，设计水平 Ｉ，使用条件 ｕ。建立因素集 ｕ ｕ ， １ ：｛ ｈ
patran螺栓预紧力的参考点
文章主题：patran螺栓预紧力的参考点在机械设计和工程中，螺栓预紧力是一个至关重要的参数。
它决定了螺栓的紧固效果和工作性能，直接关系到机械设备的安全和可靠性。
而patran螺栓预紧力作为一个常用的预紧力工具，在工程领域中应用广泛。
1. patran螺栓预紧力的概念与原理patran螺栓预紧力是一种通过计算机辅助设计软件来模拟和计算螺栓预紧力的方法。
其原理是利用有限元分析方法，对螺栓和螺母的连接进行模拟，通过施加预紧加载，得出螺栓的预紧力大小。
这种方法可以直观地呈现出螺栓连接的受力状态，对于工程师来说非常直观和便捷。
2. patran螺栓预紧力的应用领域在实际的工程设计中，patran螺栓预紧力可广泛应用于各种机械设备、车辆和建筑工程中。
汽车发动机的螺栓连接、高铁轨道的螺栓紧固、建筑结构的螺栓连接等。
通过对螺栓预紧力的计算和分析，可以有效地提高设备的安全性和可靠性，减少故障的发生。
3. patran螺栓预紧力的计算方法通常，计算patran螺栓预紧力需要考虑一系列因素，包括螺栓的材料、螺纹形状、预紧加载力的施加方式等。
在实际工程中，可以通过调整这些参数，来优化螺栓的预紧效果。
并且，通过有限元分析软件的模拟，可以得到更加准确和可靠的预紧力数值。
4. 个人观点和理解从个人的角度来看，patran螺栓预紧力的应用对于机械工程设计和制造来说无疑是一项十分重要的技术。
它不仅可以提高产品的质量和性能，也能够减少因螺栓脱落或故障而造成的安全事故。
在未来，我相信随着计算机辅助设计技术的不断发展，patran螺栓预紧力的应用将会更加普及和成熟。
总结回顾通过本文的讨论，我们对patran螺栓预紧力有了更加深入和全面的了解。
我们从概念与原理、应用领域、计算方法及个人观点等方面进行了探讨，以期帮助读者更加深入地理解和应用这一技术。
patran螺栓预紧力的参考点是机械工程设计和制造中的一个重要技术，它为我们提供了一种模拟和计算螺栓预紧力的便捷方法，对于提高产品性能和安全性具有重要意义。
浅谈柴油机连杆强度的有限元分析
浅谈柴油机连杆强度的有限元分析发表时间：2020-01-15T14:42:33.973Z 来源：《科学与技术》2019年17期作者：刘保林[导读] 有限元分析是柴油机零部件结构强度分析中一种实用、可靠的方法【摘要】有限元分析是柴油机零部件结构强度分析中一种实用、可靠的方法。
以某柴油机连杆为研究对象，对其建立实体模型，并利用有限元分析的软件平台，对连杆强度进行分析。
在应用有限元方法对柴油机连杆进行静力分析过程中，研究连杆在最大受压状态和最大受拉状态的两个极限受力状态情况，为连杆的改进和设计提供可靠的依据。
【关键词】连杆；有限元；静力分析；柴油机在工作过程中，连杆将活塞的直线往复运动转化为曲轴的回转运动，将气缸内气体对活塞做的功传递给曲轴并以扭矩向外输出功。
活塞承受来自汽缸内作用在活塞上的气体压力及活塞连杆组的惯性力，其大小和方向随曲轴转角呈周期性变化。
本文主要校核某柴油机连杆的结构强度，把连杆看作一受压的直杆，并且可以简化成一受压的二力杆，通常选择连杆最大受压状态及最大受拉状态作为两个极限受力状态。
本次计算是以曲柄为研究对象，根据柴油机工作过程的动力学计算，可知，连杆受拉最严重的是在排气冲程上止点，受压最严重的是在发火瞬间。
1 有限元模型的建立1.1 实体模型的建立在进行柴油机连杆有限元分析时，首先要建立与实际情形相符合的力学模型、载荷和约束边界条件，才能达到比较满意精度的计算结果。
有限元计算是基于结构的三维实体模型进行的，因此对连杆进行三维实体建模，建立有限元分析的几何模型。
1.2 有限元模型的建立连杆材料是钢 42CrMo-Gb3077-82，屈服强度为930 MPa；抗拉强度为1 080 MPa。
设立各个区域最小单元长度，由有限元分析软件自动划分了7479个单元13084个节点。
边界约束条件如后面的计算模型图示，由于只讨论连杆受拉受压最严重的两种情况，所以模拟计算时转化为静力分析，视连杆为二力杆，约束条件都加在连杆大端，在小端施加外载荷。
气缸盖螺栓密封圈密封性有限元分析与试验研究
气缸盖螺栓密封圈密封性有限元分析与试验研究李利平【摘要】运用有限元理论与ABAQUS分析计算软件，建立某乘用车发动机气缸盖螺栓密封圈与缸体装配体的有限元计算模型，计算密封圈在装配状态下的最大接触压力和Von Mises应力，并采用静态面压试验进行验证。
结果表明，该密封圈满足密封性与强度设计要求，具有足够的安全裕度；仿真分析结果与试验结果吻合较好，验证了有限元分析方法的合理性。
分析密封圈与缸体的摩擦因数与密封介质压力对密封性能的影响。
结果表明，密封圈与缸体的摩擦因数对密封性能影响较小；接触面上的最大接触压力随着密封介质压力的增大而增大，密封性能随之增强。
%Based on finite element theory and ABAQUS software,a finite element discrete model of seal ring-cylinder assembly for a passenger car engine cylinder head bolts was built.The contact pressure and Von Mises of seal ring were calculated and the calculated results were compared with static surface pressure test results.The results show that the seal ring meets the conditions of sealing performance and strength design,which has enough safety margin of sealing perform-ance.The simulation results agree well with the test results,which prove that the finite element simulation model is cor-rect.Some factors influencing sealing properties were analyzed,such as friction coefficient between seal ring and cylinder as well as media pressure.The results indicate that the friction coefficient has a little influence on sealing performance. The maximum contact pressure in the sealing surface is increased with the increase of media pressure,and the sealing per-formance is improved significantly.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2014(000)009【总页数】4页(P87-90)【关键词】气缸盖;密封圈;密封性;静态面压试验【作者】李利平【作者单位】华南理工大学广州学院广东广州510288【正文语种】中文【中图分类】TH136橡胶密封圈结构简单，制造方便，尺寸与弹性稳定性高，在机械密封结构中广泛应用。
发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析
第12卷第4期2005年8月工程设计学报Journa l of Eng i neer i ng D esignV o l .12N o.4A ug .2005收稿日期:2005203214.作者简介:高 斌(1977-),男,湖南常德人,博士生,从事有限元分析、CAD &CG 及优化设计等研究,E 2m ail :gaobin -hunan @ho tm ail.com .发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析高 斌1,2,宋小文1,卢 斌1,郝勇刚1,胡树根1,俞小莉1(1.浙江大学机械与能源工程学院,浙江杭州310027;2.湖州师范学院信息工程学院,浙江湖州313000)摘 要:针对发动机设计中螺纹联接强度计算的问题,采用有限元通用程序ABAQU S STANDA RD ,研究气缸体螺纹区域强度准确计算的方案,即通过简化后的装配体模型计算螺栓在工作载荷下的受力,然后将获得的螺栓受力做为载荷边界条件施加在带螺纹的局部模型中,计算螺栓和缸体螺纹区域的应力Λ网格划分时,在局部模型中将缸体简化,并将螺柱分为两部分,之后皆用六面体单元进行网格划分以减小计算量、提高准确性Λ最后通过实例对某气缸体螺纹区域在预紧状态、峰值燃烧压力作用下的应力进行计算与分析,验证该计算方案的可行性Λ该方案为今后发动机的螺纹联接设计和计算提供一条可行的路径,且对相关的工程实际应用具有很强的指导意义Λ关键词:气缸体螺纹;强度;非线性;有限元;ABAQU S中图分类号:T K 422.4 文献标识码:A 文章编号:10062754X (2005)0420227205FEA of screw thread connection strength i n eng i ne cyl i nder blockGAO B in1,2,SON G X iao 2w en 1,LU B in 1,HAO Yong 2gang 1,HU Shu 2gen 1,YU X iao 2li1(1.Co llege of M echanical and Energy Engineering ,Zhejiang U niversity ,H angzhou 310027,Ch ina ;2.Co llege of Infom ati on Engineering ,H uzhou T eachers Co llege ,H uzhou 313000,Ch ina )Abstract :A i m ing at the calcu lating p rob lem of screw th read connecti on strength in engine design ,by adop ting FEA app licati on ABAQU S STANDA RD ,a schem e fo r accu rately com pu ting strength of screw th read area in cylinder b lock is studied ,w h ich m ean s to com pu te bo lt bearing fo rces under w o rk ing load th rough si m p lified assem b ly m odel.T he acqu ired bo lt bearing fo rce ,regarded as load distribu ti on ,w ill be app lied to the local m odel w ith th read to com pu te the th read stress distribu ti on around the bo lt and cylinder b lock .In m esh ing schem e ,the si m p lified cylinder b lock and bo lt ,divided in to tw o p arts in local m odel ,w ere m eshed by hexahedral elem en ts to save com p u tati on co st and i m p rove com p u tati on accu racy .F inally ,stress distribu ti on fo r th read in engine cylinder b lock in p re 2ten si on load case and p eak 2com bu sti on 2p ressu re load case are calcu lated and analyzed to verify th is m ethod .It p rovides a w ay fo r design and calcu lati on ofth read connecti on in engines and gives reference to the p ractical app licati on of related p ro ject .Key words :cylinder b lock th read ;strength ;non linear ;fin ite elem en t ;ABAQU S 安全、环保、节能是21世纪汽车设计的主要发展方向,发动机作为汽车的心脏,对汽车的发展具有重要作用Λ一个综合指标好的发动机,不仅要求具有低的燃油消耗和排放污染以及高的可靠性,同时要求更小的体积和重量Λ目前一些发动机厂家通过对缸盖、气缸体等重要结构件采用铝合金材料制造,以降低发动机的重量Λ铝合金材料具有重量轻、导热性好的优点,但其机械性能与灰铸铁相比略差,因此在设计时,需采用一些特殊的设计方法,以保证其可靠性Λ强力丝对的螺纹联接是发动机中重要联接方式,它的可靠性直接关系到内燃机的工作可靠性,是发动机设计中的一个基本问题Λ对于螺栓联接件的强度、刚度进行计算一般有两种方式Λ一种是通过经验公式计算螺栓的受力[2,3],这种计算方法不能反映螺栓联接件的应力分布状况;另一种是通过有限元的方法[4～7]来计算和分析螺栓联接件的应力分布状况Λ目前在利用有限元方法分析、模拟螺栓联接件的受力时,大多数是采用简化螺栓模型的方法,即采用梁单元模拟实际的螺栓,并采用耦合自由度的办法来体现螺栓的连接作用,这样可以大量节约计算机资源,但在自由度耦合处附近的应力、应变分布计算结果不准确;还有一种是按照实际尺寸做出螺栓的模型,用连续介质单元进行网格划分,这样可以使有限元模型准确,精确得到螺栓零件的应力、应变,但常规的网格模型处理方法导致模型自由度过多,造成计算机资源的巨大浪费Λ而且,就目前已发表的文献来看,还没有文献对气缸体螺纹的强度进行分析,而气缸体螺纹的强度是螺栓联接结构优化设计中最关心的问题之一,气缸体螺纹的强度计算涉及几何非线性和接触非线性,以前由于计算资源和非线性有限元理论的限制,气缸体螺纹强度的研究一直没法进行,现在这两方面都有非常大的进展,因此,本文将以某发动机气缸体螺纹联接为例,利用具有非线性分析能力的商用有限元分析软件——ABAQU S ,研究气缸体螺纹区域应力的计算方法Λ1 几何模型的建立为计算气缸体螺纹在峰值燃烧压力作用下的应力分布,根据某发动机的结构特点(单缸结构对称),将其几何模型简化为1 4缸,其装配几何模型如图1所示,图1左图上部表示缸盖,下部表示缸体Λ图1 装配体几何模型F ig .1 A ssem ble geom etrical model由于装配体模型涉及太多的接触约束且带有复杂的螺纹,导致直接计算该装配体螺纹的接触应力非常困难Λ为此,本文将计算过程分为两步:通过简化后的装配体计算两个螺栓分别在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的受力情况;然后将获得的螺栓受力做为载荷边界条件施加在带螺纹的局部模型中,分别计算两个螺栓和缸体的螺纹接触应力情况Λ1.1 装配体几何模型简化在装配体模型中,将通过施加预紧力的方式模拟螺栓的联接作用,所以将缸盖顶部的螺母、垫圈与双头螺柱做成一体,形成一个有头的螺栓;去掉双头螺柱和气缸体各自下端的螺纹,如图2左图所示Λ图2 网格模型(1)F ig .2 E lem ent model (1)1.2 带螺纹的局部几何模型构建由于只是分析气缸体螺纹区域的应力分布,为了便于高质量地划分网格,将模型中气缸体部分可以在保留内螺纹的情况下,简化成一个如图3中图所示的形体;同时将两个双头螺柱上部的螺纹部分去掉,然后将两螺杆与各自的简化缸体进行装配,得到螺纹局部几何模型,如图3右图所示为网格装配模型Λ图3 网格模型(2)F ig .3 E lem ent model (2)2 网格模型的建立划分网格是建立有限元模型的一个重要环节,它要求考虑的问题较多,工作量较大Λ划分网格的形式对计算精度和计算规模将产生直接影响Λ实体单元的网格形式有四面体、五面体、六面体,从计算精度和计算效率来说,六面体的最高,五面体和四面体次之Λ对于简化后装配体模型中的各零件,可以全部用六面体单元进行网格划分,这样可以减少单元数目,提高计算效率和计算精度Λ划分后的网格模型如图2中的左图所示Λ・822・工 程 设 计 学 报第12卷 对于局部模型中的螺栓网格划分,由于带有复杂的螺纹形状,直接划分螺栓只能以四面体单元进行网格划分Λ且由于螺纹尺寸相对于整个螺栓来说比较小,为在螺纹附近得到比较好的计算精度,必然导致螺栓网格数量的大大增加,将近6万多个单元;螺纹的复杂几何形状会导致螺纹附近的四面体单元质量比较差,计算精度大打折扣,计算结果的可靠性也就不能保证Λ为减少计算量同时又比较准确地得到螺栓螺纹附近的应力分布,将整个螺栓分为两部分进行网格划分,即下部的螺纹部分(图3中的左图)、中间的螺杆部分(图2中的右图)Λ螺柱分为两部分后,都可以使用以六面体为主的网格划分,且螺纹部分可用较密的网格划分,螺杆可用较稀疏的网格进行划分,然后通过在边界条件中施加约束(粘结)关系将两个网格模型连在一起,组成整个螺柱的网格模型(图2中的中图)Λ这样的网格划分方案不仅导致了网格数量的大量减少(14000多个单元),而且螺纹部分用六面体进行网格,保证了网格质量,从而提高该区域的计算精度,因此也就保证了最终计算结果的可靠性Λ对于局部几何模型中带螺纹的气缸体,可直接用六面体为主的网格进行划分(图3中的中图),最后将螺柱网格模型和缸体网格模型装配在一起,得到带螺纹的局部装配体网格模型(图3中的右图)Λ3 边界条件的施加3.1 零件的材料性能气缸体、缸盖材料:铝合金,材料密度为2.6×103kg m3,弹性模量为68.7GPa,泊松比为0.3;螺柱材料:42C r M o,密度为7.82×103kg m3,弹性模量为206GPa,泊松比为0.28Λ3.2 装配体模型约束边界条件在缸盖和气缸体的两个端面施加对称边界条件,气缸体下端固定,在两个螺母的下表面分别与缸盖上表面施加接触约束,缸盖下表面与缸体上表面施加接触约束,摩擦系数为0.15Λ3.3 装配体模型载荷边界条件3.3.1 预紧状态载荷条件在现实中螺纹的预紧力是通过预紧力矩来控制的,由于螺栓拧紧后螺杆部分只受拉力作用,为简化计算,将预紧力矩转化为预紧拉力按照ABAQ YS中施加预紧力的方式在两个螺柱的下端施加预紧力,方向竖直向下(粗螺柱预紧力为105kN,细螺柱预紧力为55kN),模拟预紧工况Λ3.3.2 峰值燃烧压力状态载荷条件在ABAQU S中修改两螺柱预紧力的参数设置,以使预紧后的螺柱能在其他外载荷的作用下真实变形;再在缸盖下表面施加15.5M Pa的峰值燃烧压力,模拟预紧载荷和峰值燃烧压力的叠加作用Λ3.4 局部模型约束边界条件将气缸体下部固定,在两螺柱的外螺纹面和气缸体对应的内螺纹面之间施加接触约束,摩擦系数为0.15;本文中的螺柱是分为两个部分进行网格划分的,因此在每根螺柱的螺杆(图2右图)和螺纹(图3左图)部分的接触面之间施加tie(粘结)约束Λ3.5 局部模型载荷边界条件3.5.1 预紧状态载荷条件在两个螺柱的上端分别施加拉力(粗螺柱预紧力为105kN,细螺柱预紧力为55kN),方向竖直向上,模拟预紧工况Λ3.5.2 峰值燃烧压力载荷条件由于在装配体模型中已经计算得到两个螺柱在两种状态下的应力分布(图4),两个螺柱的预紧应力分别为:粗螺柱480M Pa,细螺柱620M Pa;在预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用下两螺柱的应力分别为:粗螺柱503M Pa,细螺柱643M PaΛ结合应力状况和两个螺杆的横截面面积可以很方便地得到两个螺柱在预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用下的受力情况:粗螺柱为114170.94N,细螺柱为61106.35NΛ因此,在局部模型的峰值燃烧压力工况下,分别给粗螺柱上端施加114170.94N给细螺柱上端施加61106.35N的总载荷,方向竖直向上,模拟预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用的效果Λ4 计算结果及分析图4和图5(各自右图为放大图)为装配体模型中两个螺柱在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的应力分布情况,通过计算这两种状态下的应力分布,可以比较准确地得到两个螺栓在两种状态下的受力情况,为后续的局部模型施加正确的载荷条件提供了基础依据Λ图6～9(各自右图为放大图)分别为大螺柱和缸体局部模型中气缸体和螺柱螺纹部分在预紧载荷状态和峰值燃烧压力作用状态下的应力分布情况Λ从应力分布图可以看出,由于螺纹受力不均匀,致使有些局部应力偏高,导致气缸体螺纹变形量较大,加・922・ 第4期高 斌,等:发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析图4 装配体中螺柱在预紧状态下应力分布F ig .4 Stress distributi on of bo lts in the assem ble modelunder p re 2tensi on loadcase图5 装配体中螺柱在峰值燃烧压力状态下应力分布F ig .5 Stress distributi on of bo lts in the assem ble modelunder peak 2com busti on 2p ressure loadcase图6 局部模型中缸体螺纹在预紧状态下的应力分布图F ig .6 Stress distributi on of cylinder block th read in thelocal model under p re 2tensi on load case剧了气缸体螺纹的磨损,降低了内燃机的可靠性,可以考虑采用其他的螺纹连接方式来改变螺纹部分的受力状况,比如文献[7]中提到的添加粘结剂的间隙配合螺纹连接方式,可以使螺纹受力比较均匀,降低缸体部件的最大应力值,提高内燃机的可靠性Λ5 结 论采用本文方法对气缸体和螺栓之间的螺纹区域图7 局部模型中缸体螺纹在峰值燃烧压力状态下的应力分布图F ig .7 Stress distributi on of cylinder block th read in thelocal model under peak 2com busti on 2p ressure loadcase图8 局部模型中大螺柱螺纹在预紧状态下的应力分布图F ig .8 Stress distributi on of the large bo lt th read in thelocal model under p re 2tensi on loadcase图9 局部模型中大螺柱螺纹在峰值燃烧压力状态下的应力分布图F ig .9 Stress distributi on of the large bo lt th read in thelocal model under peak 2com busti on 2p ressure load case的强度进行分析计算,可以比较准确、真实地获得被连接气缸体螺纹部分的应力、应变分布,不但合理地简化了模型,节约了计算机资源,而且可方便地模拟装配体螺栓在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的应力分布,并可进行复合工况的计算,效果很好,具有很强的实际应用价值Λ在今后的相关研究中,还可以继续在本文研究方法的基础上考虑热负荷计算以及疲劳寿命计算,以便更真实地了解气缸体螺纹的受・032・工 程 设 计 学 报第12卷力状况以及疲劳寿命状况Λ参考文献:[1]濮良贵,纪名刚.机械设计(第六版)[M].北京:高等教育出版社,1996.PU L 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气缸的螺栓连接有限元应力分析
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道出版社, 2002 4 吴连元 1 板壳结构弹塑性稳定性的有限元分析 1 应用力
( 3) 验证了有限元计算方法适用于气缸螺栓 连接的计算, 对于更加复杂的 螺栓连接问题, 也 可用此方法解决。
参考文献 1 邱宜怀, 郭可谦, 吴宗泽等 1 机械设计 1 北京: 高等教
育出版社, 1997 2 徐灏 1 机械设计手册 1 北京: 机械工业出版社, 2003 3 石秀勇, 李国祥, 胡玉平 1 发动机飞轮螺栓的三维有限
= 1 045 mm 2
R= Fm = 56122 M Pa Ac
静载荷下 螺栓的许用拉应力
[ R] =
Rs [ n]
,
安
全系数 [ n ] = 3。已知螺栓使用材料为 35钢, 屈 服强度 Rs = 315 M Pa。所以 R < [ R] , 静强度设计 合理。
3 螺栓连接有限元分析
螺栓连接的 三维有限 元分析表 明, 螺栓 升角 小于 4b时, 载荷沿螺栓齿的分布几乎不受螺栓升 角的影响, 在轴向载荷的作用 下, 螺栓三 维有限
图 6 有加强肋的支腿梁特征值分析一阶屈曲模态
412 非线性屈曲分析 从非线性分析各 阶屈曲模态可 以得出, 在 一
定载荷作用下, 有加强肋 的支腿梁失稳仍表现 为 局部失稳。随 着载荷增加, 局部 失稳将变成整 体 失稳。失稳极限载荷约为 4 850 kN, 比特征值屈曲 分析极限载荷下降约 1216% 。
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（13）150柴油机气缸盖连接螺栓预紧力施加的有限元及试验分析问来彦1，2，李坤2（1.山西省特种设备监督检验所，2.中北大学山西太原030051）摘要对发动机机体进行结构强度的有限元分析的时，发动机气缸盖连接螺栓预紧力的施加方式及施加位置对有限元分析结果的精确度往往具有重要的影响。
文章结合某150柴油机进行性能强化数值模拟计算，对该柴油机气缸盖连接螺栓预紧力采用不同位置施加，并用实验结果验证对比了各方案，得到了合理的方案，为螺栓预紧力的模拟施加提供了可借鉴的帮助。
关键词：发动机螺栓有限元方法试验Experimental and Finite Element Analysis of Pre-Tightening Force onCylinder Head Bolt of 150Series Diesel EngineWen Laiyan 1,2Li Kun 2（1.Special Equipment Inspection Institute of Shanxi Province,Taiyuan,030051,China2.North University of China,Taiyuan,030051,China)Abstract:The applied manner and location of t pre-tightening force for engine cylinder head bolts have an important effect on analyzing the structural strength of engine block by using finite element method.A numerical simulation of performance optimization is carried out for 150Series heavy-duty diesel engine with different locations of applied pre-tightening force for the cylinder head bolts.By verifying the calculation results with experimental results,a proper program for simulation of applying pre-tightening force is obtained.Key words:engine,bolt,finite element method,experiment柴油机设计与制造Design &Manufacture of Diesel Engine2011年第1期第17卷（总第134期）来稿日期：2010-11-01作者简介：问来彦（1986-），女，工程师，硕士研究生，主要研究方向为机械分析及探伤。
1前言螺栓连接是机械工程中应用最广泛的连接方式之一。
发动机上的一些高强度螺栓，如气缸盖和机体的连接螺栓等，它们与气缸盖一起，承受周期性变化的交变载荷。
在对发动机进行结构强度的有限元分析时，螺栓载荷的处理往往会影响到有限元分析结果的精确度及可信度，尤其对于大功率柴油机来说更是如此。
针对此现象，本文结合某6V150型柴油机改进设计的数值计算过程，采用CAD/CAE 软件I-DEAS 建立了机体及相关零件的三维实体模型，同时利用有限元分析软件ANSYS 仿真计算了螺栓载荷的不同施加部位时候的应力值。
并在机体上布置应变片，测量了发动机在预紧和工作过程中相关部位的最大应力和应变，以此来验证螺栓的预紧力的合理施加部位，对于有限元分析中螺栓预紧力的施加具有指导作用。
2建立计算模型在理论上，进行有限元分析过程中，模型几何形状越接近实物分析结果将越准确。
本文即采用CAD/CAE 软件I-DEAS 建立几何模型，但由于局doi:10.3969/j.issn.1671-0614.2011.01.00313--图3主轴瓦的实体模型（14）部的圆孔、倒角之类对有限元分析结果影响不大，但却严重影响模型网格的生成及计算速度，所以在不影响分析结果的前提下，对这些部位进行了适当的简化。
所建立的机体连接并剖分网格后实体模型如图1所示。
螺纹部分的几何形状十分复杂，它与螺母的接触面是一个空间螺旋面，由于螺纹的升角很小，在计算模型中忽略了螺纹升角的影响，利用一系列标准螺牙代替连续螺纹，螺栓模型如图2，同时还建立了包括轴承轴瓦等小部件在零件模型，主轴承轴瓦如图3所示。
通常螺栓有限元模型采取两种处理方式进行处理，即螺栓作刚性元处理和螺栓作梁单元处理[1]。
对于刚性元简化法，刚性单元增大了螺栓孔周围的刚度，减小了螺栓本身的质量。
在这种处理方式中，被连接件的接缝处除了由刚性单元约束的那几个节点外，其余节点均有可能产生与两块被连接件的节点相互进入或脱离的情况，即连接刚度在螺栓孔附近极大，而非螺栓孔附近刚度为零，这不符合实际情况。
对于梁单元简化法，使用梁单元模拟实际的螺栓，并采用耦合自由度的办法来体现螺栓的连接作用，这样可以大量节约计算机资源，但在自由度耦合处附近的应力、应变分布计算结果不正确。
另外也没有解决连接件接缝处的节点互相脱离或进入这一与实际情况不符的问题。
为了更符合实际情况，并精确得到螺栓零件的应力、应变分布，本文建立了螺栓的三维弹塑性模型，采用接触分析法对螺栓的螺纹连接进行有限元计算。
接触问题属于状态非线性分析[2~3]，需要较多的计算资源，因此采用自由网格和六面体网格混合的方式来控制网格数量和质量。
3计算方案及边界条件（1）本文主要分析的是螺栓力的施加部位及螺栓的长度对计算结果的影响，所以指定的计算方案参见表1。
（2）位移边界条件包括：机体的刚体位移约束；机体、缸套、气缸盖、曲轴、气缸垫、主轴承盖的切断面的对称位移约束[4]。
本模型中建立了气缸盖与气缸垫、缸套与气缸垫、缸套与机体、机体与主轴承盖、曲轴与机体、曲轴与主轴承盖，以及螺栓与机体、缸盖和主轴承盖之间的接触边界条件，计算时程序根据接触状态在接触面上传递作用力，完成接触模拟[5]。
图1机体及相关零件连接后的模型图2缸盖螺栓的实体模型表1不同计算方案列表14--图6爆发压力工况下机体主应力计算值（15）（3）力边界条件：机体、缸套和主轴承盖所承受的螺栓力主要为气缸盖螺栓和主轴承盖螺栓预紧力，以及主轴瓦对机体主轴承座的装配过盈力，参见表2。
气缸体除承受预紧工况时的载荷外还承受气缸的爆发压力、活塞侧压力，连杆力和曲柄连杆系统的往复惯性力，参见表3。
4计算结果与分析通过计算，得到了机体整体应力云图如图4所示。
在预紧工况及发动机爆发后分别选取了粘贴应变片位置的应力值，统计结果如图5和图6所示。
从结果可以看到爆发工况下机体同一部位的受力要远大于预紧工况下的受力；无论是在预紧工况还是在发动机爆发工况，螺栓预紧力施加位置的不同均使得机体同一位置应力有较明显不同。
5试验测量布置及结果为验证具体哪一种螺纹的约束使得计算结果更为真实，对机体局部进行试验测量，测出相关位置的应变，进而计算出该位置的应力值。
试验机体应变片的布置位置与导线的布置如图7所示。
试验分别记录了发动机预紧工况下的局部应力，同时记录了发动机工作后相应位置的最大应力。
经过多次试验后，处理完实验数据，试验结果如图8所示。
6结束语（1）无论是在预紧工况还是在爆发工况，螺纹预紧力的施加位置不同对机体同一部位的应力值产生较为明显的影响；相比预紧工况，在爆发工况下的有限元计算结果与实验测量值更为接近；（2）将导致机体的同一部位的应力明显不同；相对于预紧工况来说，在爆发工况下有限元仿真的结果与实际实验结果更加接近；（下转第20页）表2各螺栓预紧力的大小表3左侧第二缸爆发时各缸受力情况图4爆发工况机体最大主应力云图图5预紧工况下机体主应力计算值15--图8机体主应力实测值（3）在机体螺栓孔下1/3处作为螺纹承力位置施加螺栓预紧力得到的结果与实验值更为接近。
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本文通过应用ABAQUS 和FEMFAT 模拟发动机各零部件间的非线性接触进行仿真分析，根据结果对设计进行指导，缩短了设计制造周期。
建议在之后的物理样机试验中，对主轴承座及下缸机进行疲劳冲击试验，检验其可靠性。
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