胡  春1,2，安士杰1，梅加化2，高申德2

 （1．海军工程大学，湖北  武汉430032;2．安庆中船柴油机有限公司，安徽  安庆246005）

摘要：针对DK-20发动机连杆螺栓的受力情况进行了详细的非线性分析；综合螺栓的设计标准和要求，总结出螺栓的4个评价标准。通过对连杆螺栓的理论计算和弹塑性分析，证明了DK-20连杆螺栓的设计满足4个评价标准，最后对连杆螺栓的试验结果与仿真结果进行了比较分析。

关键词：连杆螺栓；非线性；弹塑性分析中图分类号：TK413. 3+2  

0引言

  连杆是柴油机的关键零部件之一，它将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动，承受周期性变化的机械负荷。随着柴油机向着大功率、小体积的方向发展，连杆设计的安全系数越来越小，加工要求越来越高，特别是连杆螺栓，其安全系数很低，因此，对其预紧力的选取和控制都非常苛刻。充分理解连杆螺栓的设计原理，对柴油机的加工生产都是十分必要的。本文结合理论计算和现场实验对其进行分析，为连杆的加工和装配提供现场支持，并为今后连杆螺栓的设计与计算提供数据参考。

1连杆总成

  DK-20发动机连杆小端采用传统的阶梯式结构．衬套端部定位，与连杆小端过盈配合。小端与杆身之间采用较大的倒角过渡，以减小应力集中，杆身采用工字梁式结构，锻造后不需要精加工。杆身与杆体之间采用4个M20×2螺栓连接，杆体与杆盖之间采用4个M22×2螺栓连接；杆体与杆盖之间的接触面采用齿面接触，能承受较大的切向力，以保证螺栓不会受剪力作用。连杆总成如图1所示。

2连杆螺栓的非线性分析

2.1螺栓的评价标准

 本文根据德国VDI2230螺栓设计标准，并总结螺栓的设计与计算经验，将螺栓的评价标准归纳为以下4点：①被连接件是否分离；②螺栓与被连接件表面接触应力是否足够；③螺栓的强度是否满足要求；④螺纹处的幅值应力是否满足要求。

2.2连杆螺栓的计算分析

 DK-20连杆螺栓包括连杆螺栓1（连接杆身和杆体）、连杆螺栓2（连接杆体和杆盖）。连杆螺栓受到旋转惯性力、往复惯性力、大端轴瓦胀紧力和螺栓预紧力的作用。在设计上，为了保证连杆大端的工作要求，其残余应力系数应大于0. 35，才能保证被连接件不会分离，残余应力系数值是一个经验总结数值，也可根据连杆总成的有限元分析去验证。

 由于连杆螺栓2预紧力更大，受力状况较连杆螺栓1更为苛刻，因此，本文只针对连杆螺栓2进行预紧力计算、弹塑性分析等，如螺栓2能满足要求，则螺栓1更能满足实际工作要求。而连杆螺栓1的分析也与螺栓2类同，因此不再重复。

连杆螺栓2为M22×2，连接杆体和杆盖，对其采用198 Nm的扭矩预紧，再加上40。的角度法预紧。前面的198 Nm转化为预紧力，是通过VDI2230标准中的公式来计算，并考虑到实际预紧力的最大和最小情况。对连杆螺栓2的计算结果如表1所示。

 根据表1的计算结果可以看出：连杆螺栓2在最大转速下的残余预紧力系数为0. 531，大于0.35的要求，因此被连接件不会分离，满足评价标准①的要求；在最大预紧力下，连杆螺栓2在连杆上所产生的最大接触应力为259. 035 M Pa，小于连杆的屈服强度330M Pa，更是远小于连杆螺栓2材料的屈服强度735MPa，因此，满足评价标准②的要求。评价标准③和④通过连杆螺栓的弹塑性分析来确定是否满足要求。

2.3连杆螺栓的有限元仿真分析

 由于连杆螺栓的预紧力较大，在螺栓应力集中部位的应力（即螺栓头部倒角处应力）已经超过了其材料的屈曲强度，不再是一个线性的范围，因此在考虑非线性状态下，对连杆螺栓进行弹塑性分析是十分必要的。

 DK-20连杆螺栓（包括连杆螺栓1和连杆螺栓2）材料均为35CrMo，其拉伸试验曲线如图2所示。

2.3.1单元、边界条件与载荷

 为了有最好的计算精度和结果，螺栓全部选为C3D20六面体二阶单元，并且在螺栓头部倒角处进行单元细化，单元总数为21122。

 约束螺栓的螺纹底部平面x、y、z三个方向的自由度，螺栓头部与一参考点耦合约束，在参考点上施加载荷。

 根据VD12 230标准，螺栓布置与基本体的对称轴距离S sym以及螺栓中心轴与工作载荷距离a均不等于零，因此，螺栓总载荷的计算公式为：

 根据连杆螺栓的计算经验以及与国外发动机设计公司的交流，一般连杆螺栓的附加载荷系数都小于0.1。在此，本文选取附加载荷系数为0.1，经计算得连杆螺栓2的附加载荷为4 770 N，只有螺栓预紧力的4.7%，因此也可以看出螺栓的受力是以预紧力为主，工作载荷对其影响很小，一般都可忽略不计，同时这也是高强度螺栓的设计基础。

 螺栓的计算包括3种工况：预紧力工况、预紧力+900 r/min工况、预紧力+1 035 r/min工况。根据3种工况下的螺栓总拉力值，分别对螺栓进行加载，其中预紧力取中间值进行计算。

2.3.2  螺栓弹塑性分析结果

 螺栓在3种工况下的分析结果如图3所示，图3(a)、图3(b)、图3(c)分别为螺栓仅在预紧力、预紧力+900 r／min、预紧力+1 035 r／min工作载荷工况下的应力云图。从图3可以看出：

 (1)螺栓的最大应力出现在头部倒角处，并且已经超过螺栓材料的屈服极限，但是在抗拉强度极限之内，因此仅进行线弹性分析是不行的，必须要进行弹塑性一非线性分析，才能正确地评估螺栓强度。

 (2)螺栓在预紧力、预紧力+900 r／min和预紧力+1 035 r／min三种工况下的集中应力分别825.5 M Pa、827.8 M Pa和828.5 M Pa，说明工作载荷对螺栓的应力影响很小。

 (3)螺栓头部倒角处应力虽然已经超过屈服强度，但是应力幅值（差值）为3 M Pa，基本上是一个恒定的应力值，小于螺栓材料的抗拉强度。螺栓在最大预紧力+1 035 r/min下的应力为861.4 M Pa（图中未标出），也小于螺栓材料的抗拉强度，满足评价标准③的要求。

 当螺栓的集中应力大于屈服强度时，对材料的塑性指标要求就很高了，因此螺栓材料的延伸率、端面收缩率、冲击吸收功等机械性能指标非常重要，材料内部的小缺陷，极有可能导致零件的破坏。因此，在实际螺栓的制造过程中，螺栓材料的塑性指标一定要保证。

 螺栓在螺纹尾部的应力幅值最大，因此，在高强度螺栓的设计中，有些螺栓的螺纹尾部有凹槽结构，在连杆螺栓2尾部选取一节点，在预紧力和预紧力+1 035 r／min下的应力分别为274.9 M Pa、284 M Pa，应力幅值为9.1 M Pa。根据VDI2230标准，可以求得螺栓螺纹处的幅值应力极限，如图4所示。

  连杆螺栓2是滚压前热处理，因此其螺纹能承受的幅值应力较高，连杆螺栓2的螺纹处幅值应力为9.1 M Pa，远小于图4中所要求的极限幅值应力，因此，连杆螺栓2满足评价标准④的要求。

3连杆螺栓的试验与结果分析

3.1连杆螺栓2的实验

  根据实际情况，我们选取大端作为测量对象，如图5所示。选取机上拆下的连杆和进口毛坯连杆，分别添加预紧力到196 Nm，再用角度法转动400，总预紧力等于392 Nm，但是以角度法为准。连杆螺栓2共有4根，选取其中的1号和2号螺栓作为测量对象，其测量结果如表2所示。

3.2结果分析

  首先，根据实验结果可以看出，第一次施加的196Nm对应的螺栓伸长量为0.25 mm，大于其真实值，这是因为实际的螺栓和连杆都存在一定的制造允差，并且配合间存在一定的间隙，所以该值并不能真实反映196 Nm对应的真实伸长量。连杆的变形量取0.045 mm，也是作为前面螺栓400角度法计算时的依据。

  其次，1号螺栓400刚好对正，但是扭矩还没到392 Nm；而2号螺栓400还没到，但是392 Nm扭矩已经达到。这说明扭力扳手预紧存在较大的预紧力误差，这也是设计时选用角度法预紧的原因，并且也说明计算扭矩所产生的预紧拉力时，必须考虑摩擦因数在0.1～0.14之间的变化。

 最后，将2号螺栓角度拧紧到位，其400对应的伸长量为0.16 mm，而弹塑性分析时的螺栓，在预紧力下（取中间值）的伸长量为0. 346 mm，如图6所示。螺栓在400转角下预紧力的伸长量为0.173 mm，与实验结果相比误差为8%，由于在计算连杆螺栓2时考虑了22. 6%的预紧力误差（如表1所示），因此，根据这种方法来设计和计算连杆螺栓，是完全可行的。

4结论

 本文通过对连杆螺栓的设计总结、计算仿真分析以及实验结果分析，提出了螺栓设计的4个评价标准，并可以得出如下结论：

 (1) DK-20连杆螺栓设计满足4个评价标准，这也与该螺栓在运行过程中一直良好工作的实际相吻合。

 (2)当前高强度螺栓的设计已经将材料的利用率从屈服强度过渡到了抗拉强度阶段，因此，传统的线弹性分析已经不能满足要求，必须进行弹塑性一非线性分析。