張震，許維鑫*，姜寧寧，劉毅，穆振仟，馬冬霞，李玉勝

1.淄柴機器有限公司，山東 淄博 255000；2.淄柴動力有限公司，山東 淄博 255000；3.山東理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，山東 淄博 255000

0 引言

連桿部件是柴油機連接活塞部件與曲軸部件的關(guān)鍵運動副，主要包含連桿本體、連桿端蓋、小端襯套、連桿瓦及連桿螺栓。連桿部件的主要功能是將活塞部件的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變至曲軸的旋轉(zhuǎn)運動，達到柴油機做功的目的[1-3]。

船舶事故分析表明，連桿部件在正常運行工況中最易發(fā)生的故障為連桿螺栓斷裂，該斷裂多數(shù)為材料達到或超過疲勞極限導(dǎo)致的疲勞斷裂[4-5]。連桿部件在實際運行工作中受到氣缸燃燒室內(nèi)部爆發(fā)壓力的壓縮沖擊力及曲軸旋轉(zhuǎn)帶來的往復(fù)慣性力，連桿部件長期處于嚴(yán)重的疲勞運轉(zhuǎn)狀態(tài)，極易發(fā)生斷裂故障。連桿部件出現(xiàn)故障影響柴油機的正常運轉(zhuǎn)，直接導(dǎo)致船舶柴油機停機，嚴(yán)重時會造成機體等零部件損傷，導(dǎo)致船舶失去主推動力，無法保證航運需求，在海浪較高的海域甚至?xí)斐纱俺翛]。

朱德琦[6]建立船舶柴油機連桿部件的三維模型，仿真計算了連桿在預(yù)緊工況、最大拉力工況和最大壓力工況下的等效應(yīng)力；楊曉麗等[7]以某船用低速柴油機連桿為研究對象，仿真分析了連桿的結(jié)構(gòu)強度，并對連桿疲勞強度進行了校核。

本文中針對某船用柴油機的連桿螺栓扭曲脫落故障，仿真分析船舶柴油機連桿部件結(jié)構(gòu)，計算連桿部件材料機械性能及強度，對整個連桿部件進行優(yōu)化設(shè)計，在保障連桿本體及連桿螺栓等零部件強度足夠的前提下，采取輕量化設(shè)計理念，分散連桿部件的應(yīng)力集中點，降低應(yīng)力。

1 連桿部件故障現(xiàn)象及分析

1.1 連桿部件故障現(xiàn)象

某船用柴油機在運行過程中，突然異常停車，經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)連桿螺栓扭曲脫落，連桿撞破機體甩出至機體外側(cè)。柴油機主要技術(shù)參數(shù)如表1所示，不同連桿螺栓斷裂切口如圖1所示。

表1 柴油機主要參數(shù)

a)疲勞斷裂 b)塑性變形斷裂

由圖1可知：故障螺栓斷裂方式為疲勞斷裂和因塑性變形導(dǎo)致的斷裂。

1.2 連桿部件故障原因分析

1.2.1 連桿螺栓強度

該船用柴油機連桿部件采用4個螺栓連接方式，斷裂面的位置主要集中在連桿螺栓桿身與螺紋連接處。分析認(rèn)為，柴油機正常運轉(zhuǎn)過程中，連桿螺栓及連桿體螺紋處會產(chǎn)生快速振動，導(dǎo)致螺紋處面與面快速磨損，進而將連桿螺栓的應(yīng)力集中位置轉(zhuǎn)移至螺紋根部，同時該位置還承受振動導(dǎo)致的剪切應(yīng)力和旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致的彎曲應(yīng)力共同作用。長時間運行時，連桿螺栓強度不能滿足需求，出現(xiàn)疲勞受損，導(dǎo)致連桿螺栓斷裂。

1.2.2 螺栓緊固方式

該柴油機連桿螺栓應(yīng)采用定力矩方式進行緊固，但在柴油機實際裝配過程中，連桿螺栓的預(yù)緊力矩采用人工手動預(yù)緊，且未設(shè)定固定預(yù)緊力矩，預(yù)緊力矩不一致易導(dǎo)致緊固力矩過大或過小，4個螺栓的力矩出現(xiàn)偏差。柴油機高速運行過程中，螺栓所承受的拉力大，應(yīng)力更加集中，若擰緊過程中預(yù)緊力過大，緊固力矩可能超過材料的屈服極限，在往復(fù)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的慣性力作用下，連桿螺栓受到慣性沖擊導(dǎo)致斷裂故障發(fā)生。因此，連桿螺栓與連桿端蓋配合安裝的力矩擰緊方式應(yīng)進行優(yōu)化。

2 仿真分析

2.1 三維模型建立

針對連桿部件出現(xiàn)的螺栓脫落故障，利用三維軟件CREO 2.0建立連桿本體、端蓋、螺栓的有限元模型，三維模型如圖2所示。

圖2 三維仿真模型

建模過程中，將連桿本體、連桿端蓋及連桿螺栓組合成一個模型，省略活塞銷、曲軸的裝配，對整個組合模型進行簡易處理，便于進行網(wǎng)格劃分，定義材料屬性為42CrMoA，材料化學(xué)成分及力學(xué)性能如表2、3所示。

表2 42CrMoA材料化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

2.2 網(wǎng)格劃分及邊界條件

由于連桿結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，采用ANSYS Workbench Meshing軟件中的Automatic進行網(wǎng)格自動劃分，共生成27 145個單元。對連桿大端軸瓦內(nèi)徑面施加固定約束，對小端襯套的內(nèi)孔表面施加力矩載荷，載荷為52.8 kN，力矩為垂直方向。

2.3 仿真結(jié)果分析

依據(jù)經(jīng)驗公式，安全系數(shù)

(1)

式中：σ1p為拉壓疲勞強度，Pa；kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，kσ=5.25；εσ為絕對尺寸影響因數(shù)，εσ=1；β為工藝因數(shù)，β= 0.8；σ1a為應(yīng)力幅，MPa；ψσ為材料疲勞循環(huán)敏感因數(shù)，ψσ=0.1；σ1max為螺紋根部最大應(yīng)力，MPa。

2.3.1 連桿部件計算校核

連桿主要承受曲軸的旋轉(zhuǎn)運動力和活塞的往復(fù)運動力，選取連桿部件建立有限元模型，對連桿部件大端內(nèi)孔施加固定約束，對連桿小端內(nèi)孔施加受力載荷，受力載荷方向為朝向連桿大端。保持連桿大端為固定點，連桿小端內(nèi)孔受力設(shè)定為最大爆發(fā)壓力下所受的力。通過施加載荷分析，連桿部件等效應(yīng)力如圖3所示，連桿部件等效應(yīng)變?nèi)鐖D4所示，連桿部件總變形如圖5所示。

圖3 連桿部件等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖4 連桿部件等效應(yīng)變分析結(jié)果

圖5 連桿部件總變形結(jié)果

由圖3～5可知：連桿桿身所承受的最大應(yīng)力為999.19 MPa，最大受力位置為連桿桿身，最大受力在材料允許范圍內(nèi)，連桿桿身不存在應(yīng)力集中位置；連桿本體的最大等效應(yīng)變?yōu)?.004 72；連桿最大變形為4.183 mm。按照受力分析及變形的計算安全系數(shù)為3.09，根據(jù)文獻[8]，許用安全系數(shù)為1.5～2.0，滿足最大工況的使用要求

2.3.2 連桿螺栓計算校核

建立連桿螺栓有限元模型[9-10]，對連桿螺栓進行網(wǎng)格劃分，共生成1115個單元，對螺栓頂部平面施加固定約束，對螺栓螺紋處施加受力載荷，受力載荷方向為背向螺栓頂部[11-14]。連桿螺栓材料為42CrMoA, 設(shè)定連桿螺栓頂部平面為固定點，連桿螺栓螺紋處為受力點，受力為最大爆發(fā)壓力下的力。使用Workbench對螺栓進行受力分析，連桿螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果如圖6所示，連桿螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果圖7所示。

圖6 連桿螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖7 連桿螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果

由圖6可知：連桿螺栓的最大應(yīng)力為1 308.7 MPa，連桿螺栓在最惡劣工況下所受到的拉力超過材料本身的極限拉力。由圖7可知，連桿螺栓的最大等效應(yīng)變?yōu)?.006 63。連桿大端本身為斜切口樣式，連桿螺栓在受到拉伸力的過程中還受到相對應(yīng)的剪切力，計算桿身的安全系數(shù)為1.346，小于許用安全系數(shù)(1.5～2.0)，連桿螺栓在柴油機額定轉(zhuǎn)速及額定功率狀態(tài)下運行存在安全風(fēng)險。

3 連桿螺栓優(yōu)化及驗證

連桿螺栓為一類高強度螺栓，在拉力及剪切力的作用下，易發(fā)生疲勞斷裂，因此提高連桿螺栓的強度是排除故障的主要措施。

3.1 更換螺栓材料

選用40CrNiMo材料，材料化學(xué)成分及其質(zhì)量分?jǐn)?shù)如表4所示，力學(xué)性能如表5所示。

表4 40CrNiMo材料化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

表5 40CrNiMo材料力學(xué)性能

由表3～5可知：40CrNiMo材料的硬度高于42CrMoA，沖擊吸收功略低，說明沖擊韌性低，淬透性好，40CrNiMo材料在機械性能和韌性上更具優(yōu)勢[15]。

表3 42CrMoA材料力學(xué)性能

3.2 優(yōu)化螺栓結(jié)構(gòu)

將螺紋由M14改為M16，螺桿直徑由Φ12 mm增加至Φ14 mm，支撐面由Φ23 mm增加至Φ26 mm,滿足標(biāo)準(zhǔn)外六角螺栓尺寸，螺紋長度增加5 mm，螺栓總長度增加5 mm。

對優(yōu)化后的螺栓進行三維仿真分析，通過Workbench進行受力分析，優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果如圖8所示，優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果如圖9所示，優(yōu)化后螺栓總變形結(jié)果如圖10所示。

圖8 優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)力分析結(jié)果 圖9 優(yōu)化后螺栓等效應(yīng)變分析結(jié)果

圖10 優(yōu)化后螺栓總變形結(jié)果

由圖8～10可知：優(yōu)化后的連桿螺栓在最大爆壓下承受的最大應(yīng)力為664.6 MPa，未超過抗拉許用應(yīng)力；連桿螺栓的最大等效應(yīng)變?yōu)?.003 2；連桿螺栓最大位移為0.015 mm。優(yōu)化后的連桿螺栓安全裕度較大。

3.3 優(yōu)化連桿螺栓擰緊力矩

原結(jié)構(gòu)采用定力矩擰緊，該擰緊方式對人員、機械設(shè)備的要求較高，對螺栓、配合零部件加工精度的要求較高，否則會出現(xiàn)假性力矩現(xiàn)象[16-18]。通過不同的擰緊方式對連桿螺栓進行試驗驗證，發(fā)現(xiàn)采用力矩加轉(zhuǎn)角度的擰緊方式最佳。力矩加轉(zhuǎn)角的擰緊方式可以避免假性力矩及零部件變形，同時可以通過轉(zhuǎn)角監(jiān)控擰緊過程中出現(xiàn)的異常狀況，確保螺栓力矩達到設(shè)計要求。

經(jīng)過優(yōu)化改進后，再次對改進效果進行驗證，由式(1)可得，螺紋根部n=3.07>2，連桿螺栓在最高運行工況下安全可靠。

3.4 實船驗證

對連桿部件進行優(yōu)化改進后，生產(chǎn)試制樣品進行實船驗證，安裝于某柴油機運行3000 h后，拆檢連桿螺栓等零部件，檢測無異常。改進后的連桿本體及連桿螺栓通過了實船驗證，材料性能更加穩(wěn)定，大幅提高了柴油機運行可靠性，解決了連桿斷裂故障。

4 結(jié)論

1)連桿螺栓斷裂部件的主要原因是材料機械性能因素、螺栓擰緊方式不當(dāng)。

2)通過對某船用柴油機的連桿部件及連桿螺栓進行三維仿真分析及強度校核，提高了連桿螺栓可靠性。

3)連桿螺栓疲勞強度設(shè)計時，首先應(yīng)降低螺栓的應(yīng)力，配合采用柔性連桿螺栓設(shè)計，降低連桿螺栓在最高運行工況下的交變載荷應(yīng)力，提高強度。