1. 引言

針對大型船用柴油機(jī)，對于如缸蓋螺栓、主軸承蓋螺栓等，多采用高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行連接緊固，并采用液壓拉伸器進(jìn)行安裝。螺栓選用等級高、載荷大。螺栓連接的可靠性保證了主機(jī)的正常運(yùn)行。

 

利用Abaqus軟件對某大功率中速柴油機(jī)主軸承蓋橫拉螺栓，螺栓規(guī)格為M90，等級為8.8級，采用液壓拉伸器進(jìn)行安裝和拆卸。在首次拆卸過程中發(fā)現(xiàn)螺栓出現(xiàn)卡死情況，對應(yīng)位置如圖1所示。并且在加大泵壓拆除后，發(fā)現(xiàn)螺母接觸面出現(xiàn)明顯的壓痕。為了分析出現(xiàn)卡死和壓痕的原因，對主軸承蓋橫拉螺栓進(jìn)行有限元建模計算。

 

 

圖1 機(jī)架三維模型

 

2. 有限元模型

Abaqus中的模型，為了簡化分析模型，并對螺紋連接處進(jìn)行詳細(xì)研究，僅選取螺母連接區(qū)域進(jìn)行建模，計算三維模型如圖 2 所示。模型主要包含螺柱、螺母和機(jī)座三部分，其中螺栓和機(jī)座為部分模型。

 

結(jié)合三維特征，在網(wǎng)格劃分時對螺紋連接處進(jìn)行細(xì)化處理，設(shè)置較小的網(wǎng)格尺寸，并保證在接觸區(qū)域有三層以上六面體單元。為控制網(wǎng)格數(shù)量，加大其余部分網(wǎng)格尺寸。建立有限元網(wǎng)格模型如下圖 4 所示，主要包括螺柱、螺母、機(jī)座部分。模型節(jié)點數(shù)為270850，單元數(shù)為 251003。

 

 

圖 2 三維模型

 

 

圖 3 有限元網(wǎng)格模型

 

材料參數(shù)設(shè)置如下表所示。進(jìn)行強(qiáng)度分析時包含的零件有螺柱、螺母和機(jī)座，各零件參數(shù)見表 1。機(jī)座（GJS-400-15）

 

表 1 材料屬性

 

 

計算的邊界條件設(shè)置如下圖所示，本計算采用二分之一模型，機(jī)座外側(cè)進(jìn)行圈固定約束，對稱面采取面對稱約束。本計算中的載荷為主軸承蓋螺栓的預(yù)緊力作用，該處的螺栓預(yù)緊力為 2362.5KN，相應(yīng)的面載荷為 470.2MPa，將該面拉力加載到螺柱截面上，如下圖所示。

 

 

圖 4 邊界條件

 

 

圖 5 預(yù)緊力施加

 

3. 計算結(jié)果

3.1 整體位移結(jié)果

計算模型主要承受 Y 負(fù)方向的預(yù)緊力作用，在 Y 軸方向出現(xiàn)較大的位移。模型的位移結(jié)果如下圖所示。從圖中可以看出在螺母與機(jī)座的接觸面處出現(xiàn)的位移值約為0.12mm。

 

 

圖 6 豎直方向位移結(jié)果

 

螺柱各牙的應(yīng)力結(jié)果如下圖所示，在各牙牙根圓角處出現(xiàn)最大等效應(yīng)力。前三牙出現(xiàn)較大的應(yīng)力集中。將各牙牙根圓角處最大等效應(yīng)力值按照螺紋牙順序做圖如下，系列 2 為螺柱材料的屈服值，可見前 7 牙的牙根圓角處都出現(xiàn)一定的應(yīng)力集中，發(fā)生一定的屈服現(xiàn)象。螺柱螺紋表面接觸壓力結(jié)果如下圖所示，隨著箭頭方向呈遞減的趨勢。

 

 

圖 7 螺柱應(yīng)力結(jié)果

 

 

圖 8 螺柱螺紋接觸壓力結(jié)果

 

將各牙面上最大接觸壓力值進(jìn)行提取，將最下方定義為第一牙。得到每牙的壓力值如下圖所示，可以看出第一牙出現(xiàn)最大的接觸壓力，前幾牙承受大部分的軸向力作用。

 

 

圖 9 螺柱各螺紋牙最大接觸壓力結(jié)果

 

3.3 螺母分析結(jié)果

螺母各牙的應(yīng)力結(jié)果如下圖所示，材料的屈服極限為 580MPa，從圖中可以看出前三牙出現(xiàn)一定的屈服，螺母與機(jī)體接觸面位置出現(xiàn)較大的超屈服區(qū)域。另外可知，從第四牙各牙等效應(yīng)力值都低于材料的屈服極限。螺栓預(yù)緊力通過螺紋傳遞到螺母上，螺母與機(jī)座接觸，出現(xiàn)較大的接觸壓力。螺母與機(jī)座的接觸壓力結(jié)果如下圖所示，可以看出在接觸面的邊緣處出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，接觸壓力值很大，在接觸面的中間區(qū)域接觸壓力值比較均勻，從圖中可以看出中間區(qū)域的接觸壓力值約為 460MPa。

 

 

圖 10 螺母應(yīng)力結(jié)果云圖

 

 

圖 11 螺母與機(jī)體接觸面接觸壓力云圖

 

螺母接觸面接觸壓力平均值理論計算公式如下：

P = F/S

其中 F 為螺栓預(yù)緊力，S 為接觸面面積，帶入數(shù)據(jù)計算得到理論平均接觸壓力約為468MPa。

 

沿著圖 11 中箭頭方向?qū)⒏鼽c的壓力值整理如下圖所示。從圖中可以看出，在接觸面邊緣處出現(xiàn)邊緣效應(yīng)，接觸壓力值很大。中間區(qū)域的接觸壓力與理論計算接觸壓力基本一致。

 

 

圖 12 螺母接觸面接觸壓力結(jié)果

 

4. 改進(jìn)設(shè)計

通過上章節(jié)分析可知，在螺母與機(jī)體接觸區(qū)域應(yīng)力過大，需要增大接觸面積以減小應(yīng)力。為此，分別計算螺母厚度增加 3mm、6mm 和 9mm 時接觸壓力及應(yīng)力情況。改進(jìn)螺母厚度方案如圖 13 所示。

 

 

圖 13 改進(jìn)模型

 

螺母壁厚增加 3mm 后應(yīng)力結(jié)果如下圖所示，從圖中可以看出最大應(yīng)力結(jié)果由原設(shè)計 1012MPa 減少為 918.6MPa。另外可以看出螺紋牙超出屈服的區(qū)域明顯減小。螺母壁厚增加 6mm 后應(yīng)力結(jié)果如下圖所示，從圖中可以看出最大應(yīng)力結(jié)果減少為853.1MPa。另外可以看出螺紋牙超出屈服的區(qū)域再次出現(xiàn)明顯減小。螺母壁厚增加9mm 后應(yīng)力結(jié)果如下圖所示，從圖中可以看出最大應(yīng)力結(jié)果減少為 823.9MPa。另外可以看出螺紋牙超出屈服的區(qū)域再次出現(xiàn)明顯減小。螺母與機(jī)體接觸面區(qū)域已經(jīng)沒有超屈服情況。

 

 

圖 16 螺母壁厚增加后應(yīng)力結(jié)果

 

將不同螺母優(yōu)化方案下螺母與機(jī)體接觸面的接觸壓力結(jié)果整理如下圖所示。從圖中可以看出通過增加螺母壁厚，從而增加了螺母與機(jī)體接觸面積，能有效地減少接觸面的接觸壓力。另外，此例中更改螺母的設(shè)計對螺柱的應(yīng)力和變形影響很小，設(shè)計中可以忽略。

 

 

圖 17 不同螺母方案接觸壓力結(jié)果

 

5. 結(jié)論

通過以上分析，可以得到如下結(jié)論：

（1） 主軸承蓋橫拉螺栓在安裝中，螺母與機(jī)體接觸區(qū)域均出現(xiàn)一定的塑性變形，導(dǎo)致了螺紋的卡死以及機(jī)體接觸面出現(xiàn)的壓痕現(xiàn)象。

 

（2） 通過增加主軸承橫拉螺栓螺母壁厚，能很好地解決螺紋超屈服及接觸面接觸壓力過大的情況。為該處螺栓連接的改進(jìn)設(shè)計提供很好的參考。

 

資料來源：達(dá)索官方