汽缸盖螺栓开发及拧紧工艺确定之

汽缸盖螺栓的开发及拧紧工艺确定之探讨【摘要】：本文从理论到实际分析了某一机型缸盖螺栓的开发, 缸盖螺栓预紧力的估算及拧紧工艺的确定。

【关键词】：缸盖螺栓、预紧力计算、角度法塑性域拧紧。

汽缸盖螺栓是发动机中重要的螺栓之一，也是高强度螺栓的典型代表。

在开发初期如何确定螺栓的规格及拧紧工艺对后续项目正常的开发及发动机的顺利投产至关重要。

同时缸盖螺栓的拧紧方法不仅影响到汽缸垫的密封性，还直接影响到发动机工作的可靠性和耐久性。

因为合理的拧紧工艺可以使各螺栓所分配的压力保持均匀性与合理性。

其优点有二：1、避免因预紧力不足，引起漏水、漏气、漏油等现象的产生，影响发动机的功率，甚至冲坏汽缸垫；2、避免因预紧力过大导致缸盖、汽缸垫变形过大，不利于密封。

因此，合理的制定缸盖螺栓拧紧工艺以保证螺栓的预紧力对缸盖螺栓来
说尤为重要。

本文结合具体实例，对某一机型缸盖螺栓规格的确定及预紧力从理论上做了估算，并对缸盖螺栓的受力进行了较为全面的分析，简单对比了扭矩法与角度法塑性域拧紧，阐述了螺栓拧紧工艺的方法确定。

某一款发动机缸盖螺栓受力分析、
预紧力估算及公称直径的选取
已知条件：
基本参数：性能等级选择10.9级,单缸周边布置螺栓数量z=4,σs≧940n/mm2。

螺栓连接安全系数s=1.5，螺栓相对刚度k=0.2。

材料：合金钢，汽缸最大爆发压力：p=7mpa，汽缸内径d=71 mm。

缸盖材料：铝合金，缸体材料：铸铁。

缸盖螺栓孔径ф10，此连接是有密封要求受轴向力的紧螺栓连接。

受力分析：
螺栓未被拧紧时，螺栓与被连接件
不受力
拧紧后,螺栓受预紧拉力,被连接
则受预紧压力f′的作用;
根据静力平衡条件,螺栓所受拉力应与被联接件所受压力大小
相等，均为f′;在f′的作用下,螺栓产生伸长变形δ1 ,被联接件产生压缩变形δ2。

设螺栓和被联接件的刚度分别为 c1 和c2 ,则δ1=f ′/c1
δ2=f ′/c2
3.气缸工作时,气缸内通入气体,螺栓又受到轴向外载荷f的作用(即爆压的作用);螺栓拉力增大为f0,拉力增量为f0-f′,伸长增量为δδ1;被联接件因螺栓伸长而被放松,其压力减小到f′′,称为残余预紧力。

压力减少量为f′-f′′,压缩变形减少量为δδ2;由于弹性体的变形互相制约又互相协调,应有δδ1=δδ2。

根据螺栓的静力平衡条件，即螺栓所受的总拉力等于残余预紧力与工作载荷之和，可得f0=f+f′′。

最后一个公式是螺栓总拉力的另一表达式，即螺栓总拉力等于预紧力加上部分工作载荷。

其中c1/(c1+c2)为螺栓的相对刚度k,其大小与螺栓及被联接件的材料、尺寸、结构和垫片等因素有关，其值在0~1之间。

若被联接件的刚度很大（或采用刚性薄垫片）,而螺栓的刚度很小（如细长或空心螺栓）时,则螺栓的相对刚度趋于0，这时f0≈f′;反之其值趋于1,这时f0≈f′+f 。

为了降低螺栓的受力,提高联接的承载能力,应使螺栓的相对刚度尽量小些。

为保证被连接件的气密性，残余预紧力f′′应该大于零,以保证连接的刚度和密封性,从变形量的角度考虑,为保证密封性,则δδ2﹤δ2
对有密封要求的连接:
f′′=(1.5~1.8)f,这里取f′′=1.8f
考虑到螺栓在外载荷作用下可能需要补充拧紧,故将总拉力增加30％以考虑扭转切应力的影响。

于是螺栓危险截面的拉伸强度条件为:
d1—螺纹小径mm,若螺栓光杆处直径最小,取光杆处尺寸,[σ]—螺栓材料许用应力,[σ]=σs/s,σs为材料的屈服极限,s—螺纹连接的安全系数。

当然，实际工作过程中，缸盖螺栓的受力是很复杂的。

具体分析如下：
1、上述分析的缸盖螺栓在预紧后被拉长，受到轴向力；
2、发动机工作时，受到气体燃烧产生的爆发压力引起的的交变
负荷，此负荷相对较小；
3、发动机工作时，气体燃烧引起机体温度升高，因为缸盖螺栓和缸盖热膨胀系数不同，引起的热变形不一样产生的热负荷；
4、汽缸垫蠕变影响螺栓预紧力。

由于发动机的工作状况非常复杂，气体燃烧产生的爆发压力引起的的交变负荷和工作过程时的高温使汽缸垫承受着交变的负荷，周而复始，将使汽缸垫产生松弛、蠕变，即汽缸垫减薄。

缸垫的减薄将会使缸盖螺栓的预紧力降低，降低的程度主要由缸盖螺栓的刚度和汽缸垫的特性决定。

简化计算及螺栓公差直径的选取：
计算外载荷
f=p*πd2/4*z
=7*3.14159*71*71*0.25/4/1000
=6.93 kn;
计算残余预紧力:
f′′=1.8f=12.47 kn
计算螺栓总拉力:
f0=f+f′′=2.8f=19.40 kn
计算螺栓预紧力:
f′=f′′+c 2/(c 1+ c 2)*f
=f′′+(1-k)*f
=2.6f=18.01 kn
计算螺栓材料许用应力:
[σ]=σs/s=626.67 n/mm2
计算螺栓的最小直径:
查手册,取螺栓规格m9x1.5-6g
拧紧工艺的确定及校核
随着发动机高功率、轻量化的发展，对发动机可靠性的要求越来越高，这样就必须提高拧紧的可靠性。

传统的扭矩拧紧可靠性低,受摩擦系数的影响,轴向力波动范围大,螺栓利用率低,且不利于发动机的可靠密封。

为减少轴向力的波动，在重要拧紧位置上采用了角度拧紧法。

为了最大限度地利用螺栓，将螺栓拧紧到塑性区域。

我们称之为角度法塑性域拧紧。

采用该种方法拧紧后各个螺栓的预紧力将分布在螺栓的屈服强度附近，螺栓的预紧力将更加稳定。

下图为扭矩与转角的关系图。

整个拧紧工艺的确定如下:
首先确定初始预紧力。

一般取初始预紧力到30%~50%的屈服轴力,此时,螺栓法兰面紧贴在接触面上。

螺栓屈服时的轴向力可以根据最小屈服时的最大许用应力公式计算。

然后再根据凯勒尔曼-克莱恩公式确定初始预紧扭矩。

其中:
-初始紧固扭矩
-初始预紧力
-螺纹中径
-螺纹小径减去螺纹原始三角形高度的1/6值
-螺纹升角
-螺纹牙侧角
-支撑面摩擦扭矩的等效直径
-支撑面摩擦系数
-螺纹摩擦系数
-螺栓光杆处最小截面积
-螺距
-牙型角
-利用因子,最大可能限度的利用螺栓强度
-这里取螺栓的最小屈服点
其次是确定转角。

在确定转角之前首先要确定螺栓拧到屈服点以后什么位置最合适。

通过大量实践统计，螺栓拧到屈服点以后螺栓的最大永久伸长量控制在规定非比例伸长应力σp0.2永久伸长
的1～3倍范围内为最佳。

以该发动机缸盖螺栓为例, 缸盖通孔部位高度53.5mm，气缸垫厚度0.5mm,螺栓垫片厚3mm,缸体空刀直径ф9.6mm,深35mm，螺栓总长度122mm，螺纹长度75mm, 则实际螺纹未旋入长度=45mm, 螺栓非比例伸长应力σp0.2的永久伸长量≈45×0.2％=0.090mm。

当螺栓拧紧后松开，测量永久伸长量≥0.090mm，可以确认其为在塑性区拧紧。

通过上述方法,经过计算最终确定该螺栓的拧紧工艺为
25nm+1350。

拧紧工艺确定后,需要校核在该工艺下螺栓拧紧后,螺栓法兰面对垫片的应力是否超出垫片材料本身的最小接触应力及
垫片对缸盖的接触应力是否超出缸盖材料本身的接触应力。

只有两者都满足后方能进行下一步工作。

三.实物验证
准备好两端按要求打好孔的螺栓，在拧紧前放在自制工装上并使用千分尺测量螺栓的全长。

按拧紧工艺拧紧螺栓后，再拧松取出，再次测量螺栓的全长。

拧紧前后螺栓全长的差即螺栓的塑性伸长量。

笔者在此用了几种拧紧方案用作对比,以验证计算出的拧紧方法是否最优。

具体结果如下:
通过以上几种不同的拧紧方式对比验证后,最终推荐采用20～25 n·m初始预紧，加转角130°±5°。

上述拧紧方式最终经过可靠性试验验证并已经大批量生产。

综上,汽缸盖螺栓作为发动机最重要的高强度螺栓之一,已经越来越被各主机厂所重视,也逐渐形成了自己的高强度螺栓管理验证体系。

在项目开发初期就应该对其进行足够的重视、理论校核及验证,同时采用合理的拧紧的工艺,有效的拧紧设备,可以避免影响后期项目的正常开发进度,也可以降低发动机投放市场后因螺栓问题导致的售后索赔费用。

参考文献：
汽车发动机现代设计徐兀编著
螺纹紧固件拧紧工艺分析熊云奇
发动机缸盖螺栓拧紧工艺研究张琼敏
机械设计手册-联接与紧固成大先
注：文章内所有公式及图表请用pdf形式查看。