史冬岩 张 亮 张 成 高旭文 张桐鸣

（哈尔滨工程大学机电工程学院 哈尔滨150001）

0 引 言

舰船设备特别是A类设备的破坏是一个关系到舰船生命力的重要问题。在船体破损的情况下，动力抗沉性要求能够利用动力设备的完好性达到生存的目的［1］。主汽轮机汽缸作为舰船的重要动力设备，开展其力学特性研究具有实际意义。

舰用汽缸在工作时，渗漏和变形是最为常见的问题，汽缸结合面的紧密性影响到机组的安全性和经济性。以往在汽缸装配过程中经常会采取一定措施来实现汽缸的密封，如研刮结合面、局部补焊、控制螺栓预紧力等方法。

当前，国内外关于螺栓连接的研究很多，但是关于螺栓预紧力对设备力学性能影响的研究还很少，尤其涉及到对舰船设备影响的研究更少。本文以某舰用汽缸为例，研究螺栓预紧力对舰用汽缸力学特性的影响，旨在为舰用汽缸装配时通过控制螺栓预紧力来减少汽缸工作时的渗漏提供可靠、有意义的参考依据，也为汽缸结构的优化提供参考。

1 有限元模型的建立

本文选取某舰用汽缸模型为研究对象，研究螺栓预紧力对其力学特性的影响，所选模型为平面轴对称模型，实际工作条件也为平面轴对称边界，故可取1/2模型为分析模型。汽缸上缸和下缸的材料均为ZG06Cr13Ni4Mo，采用双头螺柱连接，螺柱材料为25Cr2MoV，螺母为35CrMoA。由于实际舰用汽缸模型中存在许多小特征结构，这些结构对整个模型计算精度的影响可以忽略，却给计算过程带来很大代价，故可将这些小特征简化，为了提高计算的速度和收敛性，且不影响实际计算结果，可将螺柱简化成圆柱。

本文利用大型有限元前处理软件HyperMesh对舰用汽缸模型进行有限元前处理，以国际上通用的大型非线性有限元仿真软件ABAQUS对舰用汽缸模型进行数值仿真计算。为减少自由度数目、降低计算成本并有效地提高计算精度，本文将舰用汽缸模型划分为精细的四面体网格，单元类型选择为三维实体单元。为了真实地模拟汽缸上缸和下缸的工作特性，上缸和下缸的接触面定义为有摩擦接触，摩擦系数为0.15，螺杆和汽缸下缸旋紧的部分采用绑定约束，螺母和汽缸上缸的接触面采用摩擦系数为0.15的有摩擦接触，螺母和螺杆的旋紧部分采用绑定约束。图1所示为舰用汽缸的网格模型。

2 模型有效性验证

进行有限元数值仿真计算，模型是否正确是关系到仿真结果正确与否最为基础的环节，在将有限元模型用于仿真计算前，需要对其有效性进行验证型计算，即需要进行模态分析［1，2］。

模态分析用于确定结构的振动特性，即通过研究无阻尼系统的自由振动，得到振动系统的自然属性，即固有频率和振型［3-6］。通过模态分析可以验证结构的连贯性，单元节点的关联性及网格是否存在畸变。

图1 舰用汽缸网格模型

图2所示为舰用汽缸某阶的振型图，由图可以看出舰用汽缸有限元模型不存在畸变单元，单元节点相互关联，有限元模型质量较好，模型本身可以认为符合计算要求。通过模态分析，验证了模型的有效性，因此可以将该模型用于舰用汽缸力学性能的数值仿真计算。

图2 汽缸振型

3 载荷及边界条件

绝大多数螺纹连接在装配时都必须拧紧，使连接在承受工作载荷之前，预先受到力的作用，这个预加作用力称为预紧力。预紧的目的在于增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移［7］。

适当选择一定的预紧力对螺纹连接的可靠性以及连接件的疲劳强度都是有利的，但过大的预紧力会导致整个连接的结构尺寸增大，也会使连接件在装配或偶然过载时被拉断。通常规定，拧紧后螺纹连接件在预紧力作用下产生的预紧应力不得超过其材料屈服极限σs的80%，对于合金钢螺栓连接的预紧力F0，通常按下式关系确定：

式中：A1为螺栓危险截面的面积；

A1=πd12/4（d1为螺栓小径）。舰用汽缸在实际工作中各级受压均不同，本文采用实验所测压力对舰用汽缸分级加载，其值如表1所示，研究舰用汽缸的力学特性，汽缸载荷及边界如图3所示。通过《工程材料手册》查得25Cr2MoV的屈服应力可达1 042 MPa，按（1）式计算螺栓的预紧力，先对螺栓施加较小的预紧力，试算螺栓受力及汽缸变形情况，再逐渐增大螺栓的预紧力，计算螺栓和汽缸的响应，M56螺栓和M30螺栓预紧力工况如表2所示。

表1 气缸压力值

图3 舰用汽缸载荷及边界条件

表2 预紧力工况

4 计算结果分析

舰用汽缸渗漏主要是由于在受载时汽缸会发生变形，上缸和下缸的结合面处会产生相对位移，进而产生缝隙。结合面处相对移动的大小程度直接关系到汽缸渗漏的严重与否，对螺栓施加一定的预紧力后可以很好地抑制结合面处的相对位移，但是过大的预紧力会造成螺栓在受载时被损坏，因此应保证结构在受载时螺栓不会发生破坏。而在一般机械制造中，在静载的情况下，塑性材料安全系数可取ns=1.2～2.5［8］。 本文螺栓安全系数取 n=1.5，则螺栓许用应力［σ］为：

为了对比分析螺栓预紧力对舰用汽缸力学特性的影响，本文分别计算了汽缸在无预紧力时的变形及螺栓强度，汽缸在不同预紧力工况下的变形及螺栓强度，提出最大缝隙值，比较最大缝隙和预紧力的关系。

图4 舰用汽缸无预紧力

舰用汽缸在无预紧力时，其螺栓应力云图和汽缸变形云图如图4所示，由图可知螺栓最大应力σ0=185.8 MPa＜［σ］满足强度要求，汽缸最大缝隙f0=0.251 mm。图5所示为舰用汽缸在有预紧力时，工况一～工况四不同预紧力下，螺栓的应力云图、汽缸的变形云图及最大缝隙值。

不同预紧力下螺栓最大应力及汽缸变形最大缝隙如下表3所示。由表3可知，在预紧力M56螺栓为1 100 000 N，M30螺栓为340 000 N时，即工况四下，螺栓应力 σ4=710.2 MPa＞［σ］，螺栓已破坏，汽缸的最大缝隙和工况三相当。将不同工况下，螺栓预紧力和汽缸最大缝隙的关系进行拟合，螺栓预紧力和螺栓最大应力的关系进行拟合，将螺栓预紧力转化为螺栓预紧应力，并和螺栓材料屈服应力进行对比，其值和汽缸最大缝隙及螺栓最大应力的关系如图6所示。

图5 螺栓受力和汽缸变形

表3 螺栓预紧力和应力及汽缸最大缝隙

图6 螺栓预紧力和汽缸缝隙及螺栓应力关系

由图6可知，螺栓预紧应力在螺栓材料屈服极限的10%左右时，舰用汽缸缝隙有很明显的减小，而螺栓的最大应力很小；螺栓预紧应力在螺栓材料屈服极限的45%左右时，舰用汽缸缝隙有较明显的减小，螺栓的最大应力约为600 MPa，满足强度要求；螺栓预紧应力在螺栓材料屈服极限的52%左右时，舰用汽缸缝隙减小平缓，螺栓的最大应力约为680 MPa，满足强度要求；当螺栓预紧应力超过螺栓材料屈服极限的52%时，舰用汽缸缝隙减小平缓，螺栓的最大应力大于695 MPa，螺栓破坏。故在汽缸装配时，为防止汽缸工作产生相对变形而发生渗漏，充分利用螺栓预紧力，应将螺栓预紧力控制在其材料屈服极限的45%～52%之间。

5 结 语

本文以某舰用汽缸为研究对象，考虑不同预紧力工况下，对该型舰用汽缸结构进行数值模拟计算，考察了工作状态下汽缸的变形及螺栓的强度，既可以为汽缸装配时预紧力的控制和减少汽缸的渗漏提供可靠、有意义的参考依据，也可以对汽缸结构的优化提供参考。通过仿真分析，得到结论主要如下：

（1）舰用汽缸在无螺栓预紧力时工作，会产生较大的相对位移，容易发生渗漏影响舰船的安全性和经济性；

（2）舰用汽缸在较小螺栓预紧力下工作，相对位移会得到改善，但并未充分发挥螺栓的预紧力作用，可以通过进一步增加螺栓预紧力来减少舰用汽缸工作时的相对位移，从而减小汽缸缝隙；

（3）为了充分发挥螺栓预紧力作用并保证螺栓不被破坏，舰用汽缸装配时应将螺栓预紧力控制在其材料屈服极限的45%～52%之间。

［1］张阿漫，郭绍静，蒋玉娥，等.船用主汽轮机汽缸静刚度分析研究［J］.船舶工程，2009（31）：30-32.

［2］郭绍静，杨志国，栾景雷，等.舰用主汽轮机汽缸动刚度分析研究［J］.中国舰船研究，2009（4）：21-25.

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［10］曹金凤，石亦平.ABAQUS有限元分析常见问题解答［M］.北京：机械工业出版社，2009.