WD615發動機主軸承螺栓擰緊方法研究

梁穎杰，黃月

中國重汽集團杭州發動機有限公司 浙江杭州 310000

絕大多數螺紋聯接裝配時都要預緊，目的在于增強聯接的剛性、緊密性、防松能力及防止受橫向載荷的螺栓聯接的滑動。螺栓要達到預緊的效果，其覆蓋系數需滿足設計要求，而不同的擰緊方法對螺栓強度的利用率也不盡相同。本文對扭矩法和轉角法的基本原理進行簡單描述，并以某柴油機主軸承螺栓為例，利用有限元計算和試驗相結合的方式，驗算現用主軸承螺栓擰緊方法的合理性，進而規范螺栓的擰緊方式。

校核計算

1.擰緊計算

按扭矩法擰緊螺栓時，擰緊扭矩T等于克服螺紋副的摩擦阻力T1和螺帽（或螺母）與被聯接件（或墊片）支撐面的摩擦扭矩T2之和[1]。擰緊扭矩計算：

式中F——螺栓預緊力，單位為N；

D——螺栓大徑，單位為mm；

K——擰緊扭矩系數；

γ——螺栓升角，約為2.5°；

ρv——螺紋當量摩擦角，單位為°；

d2——螺紋中徑，單位為mm；

fc——螺母與被連接件（或墊片）支撐面的摩擦系數；

DW——螺母與被連接件（或墊片）支撐面接觸直徑，單位為mm；

D0——螺紋孔直徑，單位為mm。

從式（3）中可以看出，影響擰緊系數的兩個不確定系數為ρv和fc，其中：

式中fv——螺紋當量摩擦系數；

F——螺紋副間摩擦系數；

β——對稱螺紋牙型角的一半，主軸承螺栓的β為30°。

對于某柴油機主軸承螺栓，DW=31mm，D0=20mm，d=18mm，d2=16.374，β=30°。在沒有潤滑的情況下，鋼與鑄鐵之間f=fc=0.15，通過式（3）和式（4）計算得：k=0.207；在有潤滑的情況下，f=fc=0.1，k=0.145。主軸承螺栓擰緊屬于有潤滑的情況，所以以下計算均取k=0.145。絕大多數情況下，動摩擦系數比靜摩擦系數小，所以在螺栓按要求擰緊后再用擰緊扳手測得的扭矩要大于擰緊所需的扭矩。

按轉角法擰緊時，有

式中θ——旋轉角度，單位為°；

p——螺栓螺距，單位為mm；

C——構建剛度，1/C=1/Cb+1/Cm，Cb為螺栓剛度，Cm為被聯接件的剛度。

由于連接件不同，Cm的差別比較大，有相關的經驗公式可以利用，但對結構復雜的被連接件剛度計算誤差比較大，想得到比較精確的剛度可以使用有限元計算，也可以進行實驗測量。本次計算以有限元計算得到Cm約為700kN/mm。根據螺栓拉伸試驗可知，螺紋擰上的部分不會發生塑性變形，即當螺紋全擰上時，螺紋的變形量均為彈性變形，因此在計算塑性變形時只考慮螺桿部分。經有限元計算螺栓桿剛度（不包含螺紋部分）約為210kN/mm，螺栓桿和螺帽總剛度（不包含螺紋部分）約190kN/mm。

該柴油機主軸承螺栓按扭矩+轉角法擰緊，本文計算用的數據為：（140+210）N·m（按擰緊次序要求），并加潤滑油潤滑（螺紋部分全擰上）。

根據式（2）和式（5）可以得到：若k=0.145，在擰到140N·m后再經過141°螺栓達到屈服；而若k=0.207，擰到140N·m后經過156°螺栓達到屈服。可見，按規范擰緊之后，螺栓已經過了屈服點，進入塑性區，有了塑性變形。

只有在準確獲得各摩擦副的摩擦系數時才能得到準確的擰緊扭矩。在實際裝配中，不同摩擦副的摩擦系數各不一樣，甚至同一摩擦副第一次和第二次裝配的摩擦系數也不一樣，所以扭矩法擰緊得到的螺栓軸向力分散度較大。但提供一定扭矩，螺栓產生的變形量較小。

轉角法主要是通過螺栓拉長來控制螺栓的軸向力，這一方法的缺點是：如果螺栓沒有足夠預緊力的情況下，有一部分轉角不能提供軸向力，這部分的轉角大小不好控制，最終拉長量差別較大，軸向力分散度也比較大。

綜合扭矩法和轉角法的優劣，先用扭矩法進行螺栓預緊，再用轉角法進行擰緊就會得到比較理想的軸向力范圍。

2.覆蓋系數計算

覆蓋系數是螺栓有效預緊載荷與最大工作載荷之比，是螺栓強度選定的重要參數之一。對于柴油機，燃燒爆發時，當活塞處于上止點，旁邊兩缸的載荷忽略不計，因此只考慮了4個主軸承螺栓的預緊載荷（見圖1）。

某柴油機主軸承螺栓為M 18,抗拉強度σb為1200MPa，非比例拉伸應力σ0.2為1080MPa，擰緊方式按照扭矩+轉角來進行，螺栓的最大壓緊能力為0.85×1080MPa。螺栓的計算截面直徑按照15.4mm計算（這一直徑比螺紋的最小直徑15.635mm小）。

每個螺栓上所能承受的最大載荷為0.85×1080π+4×15.42=171（kN）

圖1 主軸承螺栓安裝示意

4個主軸承螺栓所能承受總的載荷為4×171=684（kN）

該柴油機最大爆發壓力為16.5 MPa，缸徑為126 mm，氣缸內氣體壓力作用于活塞上的力為π×1262×16.5/4=205.7（kN）

壓平軸瓦所需的力為9.5 kN。則總載荷為：205.7+9.5×4=243.7（kN）

覆蓋系數為684/243.7=2.8

根據覆蓋系數應大于2的要求，主軸承螺栓能滿足要求。

3.有限元計算

在有限元前處理模塊下創建該柴油機主軸承螺栓三維模型，如圖2所示，并生成三維六面體網格，如圖3所示。

圖2 螺栓三維模型

圖3 螺栓網格模型

載荷及位移邊界條件：位移邊界條件位于整個螺紋區，約束三個平動自由度，因此計算結果的位移伸長量不包括螺紋的變形；在螺帽底面（即與曲軸箱接觸區域）施加力載荷和位移載荷。計算兩次擰緊過程中螺栓的應力和變形量變化。

第一次使用的螺栓擰緊過程應力云圖及變形如圖4所示，本次計算結果見表1。

圖4 螺栓第一次擰緊的應力云圖

表1 螺栓計算結果

根據拉伸試驗得到應力一應變關系圖，可以得到如圖5所示的加載和卸載過程中螺栓應力應變的變化路徑圖。

按擰緊規范擰緊主軸承螺栓使得螺栓進入塑性區，從結果中可以看出第一次使用的螺栓加載時，應力按曲線OABD變化，假設第一次擰緊后的最大變形在B點，此時卸載螺栓則按BB1，回到B1點，回不到O點，即螺栓發生了永久變形，應變ε1對應的變形螺栓的永久變形量，當再次加載時，螺栓應力會按B1BD變化，假設擰緊后應力處于C點，再次卸載，應力按CC1下降，ε2-ε1對應的變形就是再次拉伸的永久變形量，而ε2對應的變形量為使用兩次后螺栓總的永久變形量。

圖5 加載和卸載過程中螺栓材料的應力應變變化路徑

有限元計算結果顯示，第一次擰緊的最終扭矩為537N·m；再次擰緊的最終扭矩為545N·m，第一次擰緊的永久變形量為0.375mm，兩次擰緊的永久變形量為0.731mm。按擰緊規范要求擰緊使得螺栓最終進入塑性區（從計算結果看，也只是剛好過了理論上的彈性區，即產生0.2%的永久變形)，既合理利用了使用高強度螺栓能力，又能很好地控制螺栓擰緊后的軸力分散度，避免軸力分布不均，出現某處軸力偏小以致密封不嚴的現象。

試驗測量結果

本次試驗按扭矩+轉角法擰緊對三組螺栓進行擰緊，并測量和記錄了最終扭矩和最終永久變形量，得到的結果見表2。理論計算和試驗得到的結果相差不大，說明用扭矩+轉角法擰螺栓能較好地控制螺栓軸力的分散度。

表2 試驗測量結果

結語

利用扭矩+轉角法擰緊螺栓合理地利用了使用高強度螺栓能力，又能很好地控制螺栓擰緊后的軸力分散度，而螺栓的最初擰緊扭矩和轉角取定應建立在理論計算和試驗的基礎上。

利用扭矩+轉角法擰緊螺栓，每次擰緊都會產生永久變形，多次擰緊將會累積導致螺栓斷裂，因此需嚴格控制擰緊次數。