發動機高強度液力螺栓設計制造裝配問題分析

梅加化，何 平，黃祿豐，王 輝

（1.中船動力研究院有限公司研究開發部，上海200120；2.安徽建筑大學機械與電氣工程學院，安徽合肥230601；3.安慶中船柴油機有限公司技術中心，安徽安慶246003）

在日益嚴格的節能要求和排放政策的雙重壓力下，發展高效率、低排放的氣體和雙燃料發動機技術成為船舶發動機制造商提高企業競爭力和搶占市場份額的重要措施。安慶中船柴油機有限公司聯合國內高校和研究院、AVL公司設計研發了一款具有完全自主知識產權的ACD320系列船用發動機。該系列發動機采用高度“通用化”“高強化”和“高清潔”的設計理念，能夠滿足中國船舶市場需求，而且還能達到更為嚴苛的IMO Tier III排放要求[1]。為滿足上述強化指標要求，該發動機的重要螺栓全部采用高強度液力螺栓，安裝預緊力控制在材料屈服強度的85%。目前國內外少有對高強度螺栓進行結構優化、制造裝配問題的研究，國內傳統螺栓的設計，預緊力均低于材料屈服強度的80%，一般控制在60%左右[2-3]。本文所研究的高強度螺栓，材料利用率較高，在設計分析過程中，需要嚴格控制好螺栓實際預緊力，結構特征必須要考慮實際的生產制造、裝配誤差等因素，并結合試驗、測量結果，最終完成高強度液力螺栓的設計、優化定型。

1 高強度螺栓的設計優化分析

1.1 高強度螺栓的定型設計

一般的扭矩控制預緊力的螺栓，其預緊力誤差較大，相對于目標值，其可能在0.85和1.3之間波動[4]。角度控制擰緊是一種間接的長度測量方法，受到螺距制造誤差、夾緊件變形誤差等影響。這種通過扭轉預緊的螺栓，產生預緊力的同時，也會使螺栓受到一定的扭轉應力，而扭轉應力對于螺栓的正常工作無任何作用，反而降低了螺栓材料的利用率。ACD320系列發動機的重要螺栓均采用10.9級高強度液力螺栓，材料屈服強度大于等于940MPa，通過液壓缸裝配來精確控制螺栓預緊力，其大小為材料屈服強度的85%。雙頭螺栓采用細頸結構，中部直徑小于螺紋應力截面直徑[4]，一端螺紋尾部帶凹槽結構，如圖1所示。

圖1 螺栓模型

1.2 螺紋尾部凹槽結構的對比分析

根據VDI2230標準，螺栓的總作用力公式[5]如下所示：

其中，Ftotal表示螺栓總拉力，Fpreload表示螺栓的預緊力，FSA表示螺栓附加載荷，單位均為N。

本文選取ACD320連桿大端螺栓，對比計算凹槽結構對螺栓應力的影響。預緊力為0.85*屈服強度，附加載荷假設為0.05*屈服強度。螺紋連接部位采用簡化模型，兩種結構模型的計算邊界條件、單元、網格密度等完全一致。螺紋尾部帶凹槽結構與沒有凹槽結構的計算結果如圖2和3所示，其中第一個應力值是螺栓在總拉力下的應力，第二個應力是僅在預緊力作用下的應力值，最后一個應力幅值為前面兩個應力之差。從應力云圖可以看出，帶凹槽結構螺栓在螺紋尾部的最大應力比不帶凹槽結構小67 MPa，應力幅值小8MPa；在螺栓的螺紋前部，帶凹槽結構與不帶凹槽結構應力基本一致；對于被連接件的應力，帶凹槽螺栓使得其最大應力增加19MPa。螺栓尾部的凹槽結構減小螺栓該處的剛度，這使得應力更多地傳遞給被連接件。

圖2 凹槽的螺栓模型

圖3 帶凹槽的螺栓模型

1.3 螺栓螺紋的變形分析

對于大預緊力的液力螺栓，安裝方式是通過液壓缸與螺栓頭部螺紋連接，直接將螺栓拉伸至預緊力要求值，再逐步擰緊螺母。在這過程中，螺紋變形量較大，螺距被直接拉長，設計時需要充分考慮螺栓與螺母之間具有足夠的間隙，選擇合適的螺紋公差，避免螺栓的螺紋拉長后螺母卡死，不能擰動。本文仍選取ACD320連桿大端螺栓M 45×3.0，螺紋部分采用軸對稱模型和三維螺旋模型[6-8]分別進行計算分析，如圖4和圖5所示。

圖4 軸對稱模型應變云圖

圖5 三維螺旋模型應變云圖

根據圖4計算結果可以發現，當采用軸對稱模型時，螺距最大的伸長量為0.02 mm，整個螺栓只有軸向拉伸，沒有徑向變形量，云圖顏色梯度沿水平方向逐漸加深，這是因為軸對稱模型的螺紋是逐段且不連續的，前端通過螺紋加載時，不會產生任何的徑向力。而圖5中，采用三維螺旋模型時，螺紋與真實情況一致，是螺旋上升且連續的，整個螺紋變形量云圖顏色梯度方向傾斜向下，產生了一定的徑向變形量，螺紋在一周內的變形量存在差異，最大的螺距伸長量為0.04mm。

因此，可以看出，對于計算螺紋的變形量時，采用三維螺旋模型更為準確，螺距的伸長量較小。在螺紋的國家標準[8]中，僅對螺紋直徑有公差規定，而對于螺距沒有特別要求，這也與螺距變形量小相關。

2 試驗分析

2.1 安裝預緊力誤差試驗

對于高預緊力的螺栓，靜載時螺栓的伸長量很大，具有很好的防松效果[5]。但是預緊力的安裝誤差直接會影響到實際的工作過程，設計時如不加以考慮，可能會導致螺栓的預緊力不足而松動直至損壞[10]。連桿大端設計時，采用通孔結構以便于現場實驗測量螺栓伸長量，通過有限元計算得出在85%屈服強度的預緊力下，螺栓伸長量為0.96mm，表2為4根連桿大端螺栓重復2次實驗的測量結果。

根據實驗結果，可以看出實際加載預緊力比理論預緊力約小4.44%。這是因為被連接件在受壓過程中，會產生一定的塌陷，從而導致預緊力的降低。在設計液力螺栓時，特別需要考慮預緊力在實際安裝過程中會降低。

2.2 螺紋的螺距和公差對安裝的影響

采用高預緊力的高強度液力螺栓，螺栓伸長量較大，同時螺紋有一定的變形量且不均勻，安裝時很容易出現螺母卡死、擰不動的現象。因此，需要針對螺距和螺紋直徑公差對安裝的影響進行測量分析，如表3所示。

選用三組螺栓進行測量實驗：第一組螺栓編號為1、2和3，螺紋直徑公差為6H/6e，螺距公差在0到0.1mm之間；第二組螺栓編號為4、5和6，螺紋直徑公差為6H/6e，螺距公差在-0.1到0之間；第三組螺栓編號為7、8和9，螺紋直徑公差為6G/6e，螺距公差在-0.05到0.05mm之間。第一組螺栓在安裝過程中，在液壓油缸還沒達到預定的壓力時，螺母已經卡死無法繼續擰動；第二、三組螺栓均能正常安裝。

表2 連桿大端螺栓伸長量實驗

表3 M 45×3.0螺紋直徑公差和螺距的安裝測量試驗

通過與螺栓制造公司的溝通，發現螺栓制造加工的機床和刀具都已經是標準化的產品，而螺距的公差在螺栓的國家標準中沒有要求。制造廠一般是按照±0.1mm公差加工，最大可將其控制在±0.05mm，不能將螺距公差控制在-0.1/0mm范圍內。如果選用6 d或者更小的螺紋公差，需要專門定制刀具，不適合于小批量生產。因此，選用第三組實驗螺栓，螺紋直徑公差為6G/6e，通過將螺母的螺紋直徑基本偏差變為G，是非常合適的方案。

2.3 螺栓的裝機試驗情況

ACD320系列發動機的高強度液力螺栓有3大類型M 33×2.0、M 45×3.0和M 52×3.0，包括缸頭螺栓、連桿螺栓、連桿大端螺栓、飛輪螺栓、平衡塊螺栓等，采用類似的預緊力大小和安裝方式。通過在ACD320G/DF發動機上500 h的性能耐久試驗，大約1.0×107次循環試驗，拆機對各個主要運動件的液力螺栓進行檢驗，未發現任何液力螺栓出現松動情況，并且螺栓表面質量完好如初，沒有任何損壞。這說明ACD320高強度液力螺栓滿足設計要求，大預緊力有很好的防松效果，同時具有較高的可靠性。

3 結論

根據前述對高強度螺栓的設計優化分析，并結合螺栓的實驗分析結果，可以得出以下結論：

（1）對于高強度螺栓，在螺紋尾部采用凹槽結構，可以降低該處的最大應力，也減小了螺紋尾部的應力幅值。與此同時，由于凹槽結構減小了螺紋尾部的剛度，將更多的應力傳遞給被連接件，使得被連接件的最大應力稍有增加。

（2）采用液壓缸預緊安裝的高強度液力螺栓，當預緊力較大時，螺母會對被連接件產生一定的壓塌，導致預緊力有所降低，大約降低了4.44%。因此，設計時預緊力為85%的材料屈服強度，實際上預緊力約為80%的材料屈服強度。

（3）高強度液力螺栓采用較大的預緊力時，螺紋變形量較大，裝配時容易出現螺母卡滯現象，通過采用螺栓螺距負公差設計、螺栓直徑基本偏差為d或者更小以及采用6G/6e的螺紋配合公差設計均能滿足要求；其中以6G/6e螺紋配合公差的設計方案最為合適。

（4）采用較大預緊力的高強度螺栓，有很好的防松效果，也具有較高的可靠性。

（5）本文研究的高強度液力螺栓，預緊力為0.85*材料屈服強度，再加上實際工作過程中的附加應力，也沒有達到材料的屈服強度。因此，今后有待于繼續提高預緊力，甚至超過屈服階段，進一步研究螺栓材料在塑性階段的設計，最大限度地提高材料利用率。