史冬巖 張 亮 張 成 高旭文 張桐鳴

（哈爾濱工程大學機電工程學院 哈爾濱150001）

0 引 言

艦船設備特別是A類設備的破壞是一個關系到艦船生命力的重要問題。在船體破損的情況下，動力抗沉性要求能夠利用動力設備的完好性達到生存的目的［1］。主汽輪機汽缸作為艦船的重要動力設備，開展其力學特性研究具有實際意義。

艦用汽缸在工作時，滲漏和變形是最為常見的問題，汽缸結合面的緊密性影響到機組的安全性和經濟性。以往在汽缸裝配過程中經常會采取一定措施來實現(xiàn)汽缸的密封，如研刮結合面、局部補焊、控制螺栓預緊力等方法。

當前，國內外關于螺栓連接的研究很多，但是關于螺栓預緊力對設備力學性能影響的研究還很少，尤其涉及到對艦船設備影響的研究更少。本文以某艦用汽缸為例，研究螺栓預緊力對艦用汽缸力學特性的影響，旨在為艦用汽缸裝配時通過控制螺栓預緊力來減少汽缸工作時的滲漏提供可靠、有意義的參考依據(jù)，也為汽缸結構的優(yōu)化提供參考。

1 有限元模型的建立

本文選取某艦用汽缸模型為研究對象，研究螺栓預緊力對其力學特性的影響，所選模型為平面軸對稱模型，實際工作條件也為平面軸對稱邊界，故可取1/2模型為分析模型。汽缸上缸和下缸的材料均為ZG06Cr13Ni4Mo，采用雙頭螺柱連接，螺柱材料為25Cr2MoV，螺母為35CrMoA。由于實際艦用汽缸模型中存在許多小特征結構，這些結構對整個模型計算精度的影響可以忽略，卻給計算過程帶來很大代價，故可將這些小特征簡化，為了提高計算的速度和收斂性，且不影響實際計算結果，可將螺柱簡化成圓柱。

本文利用大型有限元前處理軟件HyperMesh對艦用汽缸模型進行有限元前處理，以國際上通用的大型非線性有限元仿真軟件ABAQUS對艦用汽缸模型進行數(shù)值仿真計算。為減少自由度數(shù)目、降低計算成本并有效地提高計算精度，本文將艦用汽缸模型劃分為精細的四面體網格，單元類型選擇為三維實體單元。為了真實地模擬汽缸上缸和下缸的工作特性，上缸和下缸的接觸面定義為有摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15，螺桿和汽缸下缸旋緊的部分采用綁定約束，螺母和汽缸上缸的接觸面采用摩擦系數(shù)為0.15的有摩擦接觸，螺母和螺桿的旋緊部分采用綁定約束。圖1所示為艦用汽缸的網格模型。

2 模型有效性驗證

進行有限元數(shù)值仿真計算，模型是否正確是關系到仿真結果正確與否最為基礎的環(huán)節(jié)，在將有限元模型用于仿真計算前，需要對其有效性進行驗證型計算，即需要進行模態(tài)分析［1，2］。

模態(tài)分析用于確定結構的振動特性，即通過研究無阻尼系統(tǒng)的自由振動，得到振動系統(tǒng)的自然屬性，即固有頻率和振型［3-6］。通過模態(tài)分析可以驗證結構的連貫性，單元節(jié)點的關聯(lián)性及網格是否存在畸變。

圖1 艦用汽缸網格模型

圖2所示為艦用汽缸某階的振型圖，由圖可以看出艦用汽缸有限元模型不存在畸變單元，單元節(jié)點相互關聯(lián)，有限元模型質量較好，模型本身可以認為符合計算要求。通過模態(tài)分析，驗證了模型的有效性，因此可以將該模型用于艦用汽缸力學性能的數(shù)值仿真計算。

圖2 汽缸振型

3 載荷及邊界條件

絕大多數(shù)螺紋連接在裝配時都必須擰緊，使連接在承受工作載荷之前，預先受到力的作用，這個預加作用力稱為預緊力。預緊的目的在于增強連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移［7］。

適當選擇一定的預緊力對螺紋連接的可靠性以及連接件的疲勞強度都是有利的，但過大的預緊力會導致整個連接的結構尺寸增大，也會使連接件在裝配或偶然過載時被拉斷。通常規(guī)定，擰緊后螺紋連接件在預緊力作用下產生的預緊應力不得超過其材料屈服極限σs的80%，對于合金鋼螺栓連接的預緊力F0，通常按下式關系確定：

式中：A1為螺栓危險截面的面積；

A1=πd12/4（d1為螺栓小徑）。艦用汽缸在實際工作中各級受壓均不同，本文采用實驗所測壓力對艦用汽缸分級加載，其值如表1所示，研究艦用汽缸的力學特性，汽缸載荷及邊界如圖3所示。通過《工程材料手冊》查得25Cr2MoV的屈服應力可達1 042 MPa，按（1）式計算螺栓的預緊力，先對螺栓施加較小的預緊力，試算螺栓受力及汽缸變形情況，再逐漸增大螺栓的預緊力，計算螺栓和汽缸的響應，M56螺栓和M30螺栓預緊力工況如表2所示。

表1 氣缸壓力值

圖3 艦用汽缸載荷及邊界條件

表2 預緊力工況

4 計算結果分析

艦用汽缸滲漏主要是由于在受載時汽缸會發(fā)生變形，上缸和下缸的結合面處會產生相對位移，進而產生縫隙。結合面處相對移動的大小程度直接關系到汽缸滲漏的嚴重與否，對螺栓施加一定的預緊力后可以很好地抑制結合面處的相對位移，但是過大的預緊力會造成螺栓在受載時被損壞，因此應保證結構在受載時螺栓不會發(fā)生破壞。而在一般機械制造中，在靜載的情況下，塑性材料安全系數(shù)可取ns=1.2～2.5［8］。 本文螺栓安全系數(shù)取 n=1.5，則螺栓許用應力［σ］為：

為了對比分析螺栓預緊力對艦用汽缸力學特性的影響，本文分別計算了汽缸在無預緊力時的變形及螺栓強度，汽缸在不同預緊力工況下的變形及螺栓強度，提出最大縫隙值，比較最大縫隙和預緊力的關系。

圖4 艦用汽缸無預緊力

艦用汽缸在無預緊力時，其螺栓應力云圖和汽缸變形云圖如圖4所示，由圖可知螺栓最大應力σ0=185.8 MPa＜［σ］滿足強度要求，汽缸最大縫隙f0=0.251 mm。圖5所示為艦用汽缸在有預緊力時，工況一～工況四不同預緊力下，螺栓的應力云圖、汽缸的變形云圖及最大縫隙值。

不同預緊力下螺栓最大應力及汽缸變形最大縫隙如下表3所示。由表3可知，在預緊力M56螺栓為1 100 000 N，M30螺栓為340 000 N時，即工況四下，螺栓應力 σ4=710.2 MPa＞［σ］，螺栓已破壞，汽缸的最大縫隙和工況三相當。將不同工況下，螺栓預緊力和汽缸最大縫隙的關系進行擬合，螺栓預緊力和螺栓最大應力的關系進行擬合，將螺栓預緊力轉化為螺栓預緊應力，并和螺栓材料屈服應力進行對比，其值和汽缸最大縫隙及螺栓最大應力的關系如圖6所示。

圖5 螺栓受力和汽缸變形

表3 螺栓預緊力和應力及汽缸最大縫隙

圖6 螺栓預緊力和汽缸縫隙及螺栓應力關系

由圖6可知，螺栓預緊應力在螺栓材料屈服極限的10%左右時，艦用汽缸縫隙有很明顯的減小，而螺栓的最大應力很??；螺栓預緊應力在螺栓材料屈服極限的45%左右時，艦用汽缸縫隙有較明顯的減小，螺栓的最大應力約為600 MPa，滿足強度要求；螺栓預緊應力在螺栓材料屈服極限的52%左右時，艦用汽缸縫隙減小平緩，螺栓的最大應力約為680 MPa，滿足強度要求；當螺栓預緊應力超過螺栓材料屈服極限的52%時，艦用汽缸縫隙減小平緩，螺栓的最大應力大于695 MPa，螺栓破壞。故在汽缸裝配時，為防止汽缸工作產生相對變形而發(fā)生滲漏，充分利用螺栓預緊力，應將螺栓預緊力控制在其材料屈服極限的45%～52%之間。

5 結 語

本文以某艦用汽缸為研究對象，考慮不同預緊力工況下，對該型艦用汽缸結構進行數(shù)值模擬計算，考察了工作狀態(tài)下汽缸的變形及螺栓的強度，既可以為汽缸裝配時預緊力的控制和減少汽缸的滲漏提供可靠、有意義的參考依據(jù)，也可以對汽缸結構的優(yōu)化提供參考。通過仿真分析，得到結論主要如下：

（1）艦用汽缸在無螺栓預緊力時工作，會產生較大的相對位移，容易發(fā)生滲漏影響艦船的安全性和經濟性；

（2）艦用汽缸在較小螺栓預緊力下工作，相對位移會得到改善，但并未充分發(fā)揮螺栓的預緊力作用，可以通過進一步增加螺栓預緊力來減少艦用汽缸工作時的相對位移，從而減小汽缸縫隙；

（3）為了充分發(fā)揮螺栓預緊力作用并保證螺栓不被破壞，艦用汽缸裝配時應將螺栓預緊力控制在其材料屈服極限的45%～52%之間。

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