功率提升對發動機關鍵螺栓強度的影響分析

李軍民+劉近平

摘 要：發動機功率提升后需要對其關鍵螺栓進行重新設計和強度計算，本文以某型柴油機為例，主要探討了氣缸蓋螺栓和連桿螺栓的強度校核。結果表明，由于最大爆發壓力的升高，原機的氣缸蓋螺栓已不能達到強度要求，采用較粗直徑螺栓，其疲勞強度安全系數可滿足設計要求；當活塞連桿組的質量、曲柄連桿機構的尺寸參數不變時，連桿螺栓受到的慣性力、預緊力及其總拉力的大小也不改變，可采用原機規格的連桿螺栓。

關鍵詞：螺栓；功率提升；強度計算

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2017.22.011

1 引言

螺栓連接是發動機中重要的連接方式之一，發動機的關鍵螺栓包括氣缸蓋螺栓、連桿螺栓、主軸承螺栓和飛輪螺栓等高強度螺栓，其連接質量直接影響著發動機的動力性、安全性和連接部位的泄露情況，所以螺栓的設計和強度校核是發動機設計時的一項重要內容之一。

本文針對螺紋連接件的特點，以某型柴油機提升功率為例，對其氣缸蓋螺栓和連桿螺栓進行了強度計算，以此探討高強度螺栓的計算分析方法。

2 氣缸蓋螺栓的強度計算

發動機氣缸蓋螺栓材料為40Cr，規格為M20×1.5、10.9級高強度螺栓，其抗拉強度σb=940MPa，屈服極限σs=785MPa，拉壓疲勞極限σ-1z=337MPa。

2.1 預緊力的計算

螺栓預緊力的正確選擇，是保證氣缸蓋與機體的連接，在承受各種載荷的情況下，接觸面不會產生松動，不漏氣，維持在良好的接觸狀態的關鍵。預緊力的計算可按照《機械設計》教材和《緊固件連接設計手冊》、柴油機設計的有關資料及手冊、國外的一些資料推薦的公式進行。本文采用國外計算螺栓預緊力的方法，直接取用螺栓材料屈服極限的75%來確定預緊力，公式為：

2.2 疲勞強度校核

氣缸蓋螺栓是在循環交變載荷下工作的，零件尺寸小，工作環境惡劣，發生失效時大多情況下是由疲勞失效引起的，故在此主要對其進行疲勞強度的有關校核。按照柴油機設計的一些資料，疲勞安全系數n的公式為

式中，σ-1z為材料在對稱循環下的拉壓疲勞極限；Kσ為應力集中系數，一般來說對于螺栓桿長選取1.5，對于螺紋根徑選取4.5；εσ為工藝尺寸性系數，根據螺栓加工精度取值；ψσ為角系數，由試樣的材料特性決定；σa為應力幅；σm為平均應力。

2.2.1 氣缸蓋螺栓的受力與應力計算

氣缸蓋和機體通過螺栓裝配擰緊后，氣缸蓋螺栓將承受預緊力，當再受到燃燒壓縮氣體作用后，螺栓會進一步被拉長，而機體與氣缸蓋的接觸部位的受壓情況將會有所松弛，機體受壓的預緊力會部分卸載，變為殘余預緊力。故螺栓承受的最大載荷僅為殘余預緊力與工作載荷之和，或者為預緊力與部分工作載荷之和，即Qmax=QP+x·F/4。這里，F為工作載荷；x為部分載荷系數，對于銅質石棉墊，取值0.8。

由上述分析可知，氣缸蓋螺栓所受載荷變化應當按照非對稱循環的形式來計算，應力計算公式如下：

2.2.2 計算結果

經計算，發動機功率提升后原氣缸蓋螺栓連接的疲勞安全系數小于2，根據發動機設計要求，對氣缸蓋螺栓連接采用了加大螺栓直徑的改進方案，即采用M24×2螺栓。改進后和原機的氣缸蓋螺栓疲勞安全系數計算結果見表2。

由表2疲勞安全系數的對比情況可以看出，由于發動機最大爆發壓力的升高，氣缸蓋螺栓所受實際工作載荷增大，采用原規格螺栓連接的疲勞強度已不能滿足要求，提出的增大螺栓直徑改進連接方案的螺栓疲勞安全系數均大于2，達到了發動機設計要求。

3 連桿螺栓的強度計算

連桿螺栓由于其工作環境惡劣，承受交變載荷的作用，一直處于疲勞應力狀態。并且其尺寸受到限制，若設計或加工處理不好，極易產生嚴重的應力集中，導致出現疲勞裂紋乃至斷裂，進而引起發動機機體、缸蓋、連桿及曲軸等主要零件被破壞。因此，除一般的機械性能要求外，還對其抗疲勞性能有較高的要求。

原機連桿螺栓的材料為40MnB，規格為M20×1.5、10.9級高強度螺栓，其抗拉強度σb=985MPa，屈服極限為σs=785MPa，拉壓疲勞極限為σ-1z=275MPa。

3.1 連桿螺栓的受力

連桿螺栓主要承受兩種力的作用：一是裝配時的預緊力，該力的大小、方向都不變，屬于靜載荷；二是承受活塞連桿往復運動質量慣性力和連桿旋轉質量離心力的交變載荷。例如：活塞處于作功行程上止點時，缸內壓縮氣體壓力要高于往復運動慣性力與離心力之和，連桿受壓；這時慣性力與離心力對連桿螺栓沒有力的作用；而活塞處于進氣行程上止點時，連桿螺栓將受到該往復慣性力和離心力的拉伸作用。

3.1.1 慣性力的計算

由于慣性力引起的載荷呈周期性變化，在發動機高速運轉時常超過壓縮氣體壓力引起的載荷，故應在最高轉速時計算往復運動的慣性力載荷。

式中，ω為曲軸旋轉角速度；R為曲柄半徑；m1為活塞組的質量；m2為集中在活塞銷軸線上的連桿質量，m2=0.275m0，m0為連桿組的質量；m3為集中在曲軸軸線上的連桿質量，m3=0.725m0；m4為連桿大頭軸承蓋的質量；λ為曲柄直徑與連桿長度比。

代入數據，計算得：Qjp=153kN。

由于該發動機連桿大頭端平面為平切口，故連桿螺栓所受慣性力引起的實際工作載荷就等于慣性力的大小。

3.1.2 預緊力的計算

發動機運轉時，連桿螺栓受到慣性力的拉伸作用，將使連桿與端蓋的結合發生破壞，使其連接產生分離，預緊力就是要克服這種慣性力。預緊力與活塞連桿運動慣性力之間有如下關系：

計算得：Qp=191.3kN。

3.1.3 螺栓所受的最大拉力

連桿螺栓受到的最大拉力與活塞連桿運動的慣性力、預緊力、螺紋連接的基本載荷系數和螺栓個數有關，可按以下公式計算：

式中，x為螺紋連接的基本載荷系數，取x=0.2。計算得，該連桿螺栓最大拉力為：Qmax=206.6kN。

3.2 疲勞強度計算

由以上分析可知，連桿螺栓所受載荷變化也應當按照非對稱循環的形式來計算，其最大應力、最小應力以及連桿螺栓疲勞安全系數的計算方法與氣缸蓋螺栓的計算相同。

在計算活塞連桿的運動慣性力、連桿螺栓所受預緊力及最大拉力時，發現活塞組和連桿組的質量、曲柄和連桿的尺寸參數都沒有改變，發動機功率提升前后這些力的值沒有產生變化，故采用原機規格的連桿螺栓仍可滿足疲勞強度要求。

4 結論

（1）發動機功率提升后，原機的氣缸蓋螺栓已不能滿足螺紋連接的強度要求，采用改進方案的加粗直徑螺栓，計算結果表明，其疲勞強度安全系數達到了設計要求。

（2）活塞連桿組的質量、曲柄和連桿的尺寸參數不變，對連桿螺栓所受的慣性力、預緊力及其總拉力的計算結果不會產生影響，故可采用原機規格的連桿螺栓。

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作者簡介：李軍民（1979-），男，河南漯河人，碩士，講師，主要從事汽車結構及零部件的強度和性能分析。endprint