林 瑋

(無錫市地方海事局，江蘇 無錫 214043)

某船用柴油機(jī)連桿螺栓有限元強(qiáng)度校核

林 瑋

(無錫市地方海事局，江蘇 無錫 214043)

以某V8柴油機(jī)為研究對(duì)象，依照設(shè)計(jì)圖紙?jiān)贏BAQUS有限元計(jì)算軟件中建立連桿裝配體有限元模型，按實(shí)際接觸關(guān)系定義接觸對(duì)，一共定義了11個(gè)接觸對(duì)，4個(gè)螺栓綁定約束。對(duì)連桿螺栓在2種極限工況下進(jìn)行有限元計(jì)算，分別為氣缸在最大爆發(fā)壓力下的工況和連桿受最大拉力時(shí)的工況，并對(duì)計(jì)算結(jié)果根據(jù)第4強(qiáng)度理論進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核結(jié)果顯示，疲勞安全系數(shù)大于許用安全系數(shù)，該連桿螺栓在額定工況下是安全的。

柴油機(jī)；連桿螺栓；有限元；強(qiáng)度計(jì)算

0 引言

計(jì)算機(jī)輔助工程 (CAE)在柴油機(jī)的研制過程中已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。采用CAE技術(shù)能夠顯著提高柴油機(jī)研制的科學(xué)性，減少盲目性，從而提高研制效率。船用柴油機(jī)具有體積大、重量大的特點(diǎn)。在確保輸出功率的前提下，為減少船用柴油機(jī)體積和重量，設(shè)計(jì)各個(gè)零部件時(shí)在滿足強(qiáng)度要求的前提下，應(yīng)盡量減少零部件的體積和重量。本文所校核的連桿螺栓為某船用V型8缸柴油機(jī)的連桿螺栓。由于柴油機(jī)的連桿螺栓受力比較復(fù)雜，難以用直接計(jì)算法進(jìn)行螺栓強(qiáng)度校核，因此，本文按照設(shè)計(jì)圖紙，利用ABAQUS軟件對(duì)柴油機(jī)的連桿建立連桿裝配體有限元計(jì)算模型。對(duì)連桿螺栓在2種極限工況下進(jìn)行有限元計(jì)算，分別為氣缸在最大爆發(fā)壓力下的工況和連桿受最大拉力時(shí)的工況。對(duì)計(jì)算結(jié)果根據(jù)第4強(qiáng)度理論進(jìn)行強(qiáng)度校核。

1 柴油機(jī)及連桿螺栓相關(guān)參數(shù)

本文研究的柴油機(jī)的基本參數(shù)見表1。連桿螺栓的規(guī)格為M20 mm×100 mm，材質(zhì)為42CrMo。查閱GB/T 3077—1999得到：42CrMo圓鋼的強(qiáng)度極限σb=1 080 MPa，屈服極限σs=930 MPa。通過數(shù)值計(jì)算，可以得出連桿螺栓在2種極限工況下的載荷。

2 有限元計(jì)算模型

2.1 結(jié)構(gòu)模型

連桿有限元計(jì)算模型如圖1所示。在建模時(shí)，刪除了一些倒角和油孔，然后對(duì)處理好的幾何實(shí)體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，定義材料屬性，對(duì)活塞銷將在ABAQUS軟件中采用分析剛體進(jìn)行建模，以簡化計(jì)算。有限元計(jì)算模型的網(wǎng)格劃分很關(guān)鍵，單元的選擇對(duì)計(jì)算的進(jìn)程影響很大，若直接采用修正的2次4面體單元，基本上很難收斂。本文采用混合網(wǎng)格劃分，在關(guān)鍵的接觸面上盡量采用非協(xié)調(diào)單元C3D8I。

圖1 連桿有限元模型

2.2 邊界條件

對(duì)連桿身、活塞銷、軸瓦限制其沿曲柄銷軸向的位移，對(duì)曲柄銷限制其所有方向的自由度。由于連桿是個(gè)裝配體，不能按通常的有限元計(jì)算進(jìn)行建模，因此本文對(duì)連桿裝配體所有有接觸的部件定義了接觸對(duì)。螺栓、螺紋孔之間定義為綁定約束。

2.3 載荷的處理

經(jīng)過數(shù)值計(jì)算，得出柴油機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下連桿所受的所有載荷，其具體情況見表2。在連桿有限元模型中，根據(jù)數(shù)值計(jì)算得出的載荷大小和實(shí)際受力方向添加載荷。

表2 額定工況下的載荷

3 結(jié)果分析

3.1 連桿螺栓的許用應(yīng)力

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第4版第2卷要求，螺栓抗拉許用應(yīng)力[σ]按式(1)計(jì)算：

[σ]=σS/n

式中：σS為材料的屈服強(qiáng)度，σS=930 MPa ；n為安全系數(shù)，n=1.8。

經(jīng)計(jì)算，抗拉許用應(yīng)力[σ]=516.7 MPa。

3.2 計(jì)算校核

經(jīng)過有限元計(jì)算，得到螺栓在最大爆發(fā)壓力工況時(shí)的應(yīng)力云圖和螺栓在最大拉力工況時(shí)的應(yīng)力云圖，其應(yīng)力云圖分別如圖2、如圖3所示。

圖2 最大爆發(fā)壓力工況時(shí)的螺栓應(yīng)力云圖

圖3 最大拉力工況時(shí)的螺栓應(yīng)力云圖

從圖2得知，最大爆發(fā)壓力工況時(shí)連桿螺栓的應(yīng)力最大值約為70MPa；圖3中，連桿螺栓與連桿接觸綁定的部位的應(yīng)力值最大，約為285 MPa，單元號(hào)為71。經(jīng)分析可知，拉伸工況下螺栓處于最惡劣的受力環(huán)境。由于連桿大頭形式是斜切口形式，在最大拉力工況下，螺栓受力時(shí)不僅存在拉應(yīng)力，還存在剪切應(yīng)力，所以這一時(shí)刻螺栓所受到的應(yīng)力很大。連桿螺栓的拉應(yīng)力在最大爆發(fā)壓力工況和最大拉力工況下均未超過抗拉許用應(yīng)力[σ]，因而連桿螺栓是安全的，且安全裕度較大。

連桿螺栓在交變載荷下容易發(fā)生疲勞破壞。疲勞斷裂為高強(qiáng)度螺栓[1]的主要形式，所以在這里對(duì)71號(hào)單元進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。疲勞安全系數(shù)n根據(jù)以下公式[2]來計(jì)算，即

式中：σa為應(yīng)力幅，MPa，σa=(σ拉-σ壓)/2；σm為平均應(yīng)力，MPa，σm=(σ拉+σ壓)/2；σ-1Z為對(duì)稱拉壓循環(huán)疲勞極限，取σ-1Z=0.42σb=453 MPa；kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，kσ=1；εσ為尺寸影響系數(shù)，εσ=1；β為工藝系數(shù)，β=0.6；Ψa為角系數(shù)，Ψa=0.2。

由文獻(xiàn)[3]可得，許用安全系數(shù)[n]=1.3～1.5。71號(hào)單元在最大拉力工況下的應(yīng)力值σ拉為285 MPa，在最大爆發(fā)壓力工況下的應(yīng)力值σ壓為-28 MPa。

經(jīng)計(jì)算，n=1.59。

n>[n]，由此判斷該連桿螺栓在額定工況下是安全的。

4 結(jié)語

本文通過對(duì)某V8柴油機(jī)連桿螺栓在額定轉(zhuǎn)速時(shí)2種極限工況分別進(jìn)行了有限元計(jì)算和強(qiáng)度校核。結(jié)果顯示，最大拉力工況時(shí)最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿螺栓上的71號(hào)單元，其應(yīng)力值約為285 MPa，疲勞安全系數(shù)為1.59，滿足第4強(qiáng)度理論和疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

[1] 高偉.發(fā)動(dòng)機(jī)12.9級(jí)連桿螺栓的材料與工藝[J].材料工藝設(shè)備,2005(11)：28-29.

[2] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)：第2卷[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社, 2007： 6-22.

[3] 西安交通大學(xué)材料力學(xué)教研室.材料力學(xué)[M].北京：人民教育出版社,1979.

[4] 趙騰倫.ABAQUS6.6在機(jī)械工程中的應(yīng)用[M]. 北京：中國水利水電出版社,2007.

[5] 沈平.35 m拼接式躉船連接螺栓有限元強(qiáng)度分析[J].江蘇船舶,2014，31(2)：10-11.

2016-04-04

林瑋(1983—)，男，工程師，研究方向?yàn)檎駝?dòng)與噪聲控制。

U664.121

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