梅加化，黄禄丰，王 辉，胡安成

（1.中船动力研究院有限公司研究开发部，上海 200120；2.安庆中船柴油机有限公司技术中心，安徽 安庆 246003）

大功率船舶中速发动机可靠性高、寿命长，生产批量小，重要零部件价格都很高。对于生产过程中偶尔出现的一些质量问题，或者发动机服务期内的修理，往往通过对零部件进行修理、匹配以解决问题。当发动机机体上一个缸盖螺栓的螺纹孔牙处出现缺陷、损坏等问题，一般都是对所有缸盖螺栓进行扩孔、加大螺纹，并单配缸盖螺栓。这样能保证所有螺栓的受力情况完全一致，不会对使用有任何影响，但是增加了返工成本[1-4]。缸盖螺栓的螺纹孔牙问题往往需要通过对螺纹孔进一步扩孔并加深处理来解决，但是返工过程十分复杂，单配的螺栓成本又较高。因此，尝试采用仅返工有问题的螺纹孔，重新设计一个单配螺栓的方式具有可行性。为满足缸盖螺栓的工作要求，必须使单配螺栓与其他螺栓的刚度一致。本文基于ABAQUS的优化计算，设计刚度完全一致的缸盖螺栓，并通过螺栓总成分析和现场测量试验，证明其满足设计指标，达到实际工作要求。

1 缸盖螺栓的匹配设计

船舶大功率发动机为每缸一个缸盖结构，采用4个相同的液压螺栓预紧，均匀分布在缸盖四角上，使各个螺栓的受力一致。根据试验样机机体螺栓返工后情况，将缸盖螺栓总长加大35 mm，螺纹由原来的M45×3变为M48×3，并对其进行设计优化，以保证与原螺栓刚度一致。为了节约计算时间，提高工作效率，对单配螺栓结构进行优化计算时，采用单配螺栓模型与原螺栓模型分别进行计算对比，找出最优结构。

由于单配螺栓更长，只能通过增加局部螺栓半径、长度，并减小细颈部位长度的方式来达到与原螺栓相同的刚度值，如图1所示。

图1 单配螺栓模型

应用ABAQUS软件对原螺栓与单配螺栓进行有限元分析，预紧力均为993 kN，改变单配螺栓底部螺纹长度，其与螺栓伸长量、刚度值如表1所示。

通过单独螺栓模型的仿真计算，可以看出，采用最后一组结构，将尾部直径Φ48 mm段的尺寸加长至160 mm，与原始螺栓刚度刚好一致。因此，采用该结构螺栓作为最终单配设计的螺栓，满足设计需求，效果较好。

2 缸盖螺栓总成仿真分析

2.1 有限元仿真模型

虽然通过缸盖螺栓单独模型的对比计算，使得设计的单配螺栓与原始螺栓刚度一致，但是螺栓的实际受力过程较为复杂，因此，需要通过缸盖螺栓总成结构的仿真分析来确定装配关系、结构位置、工作载荷等的影响。将前面已确定最终结构的单配螺栓模型装配在缸盖总成上，进行缸盖螺栓总成分析，其中缸盖、机体、缸套等采用简易模型，但缸盖螺栓的安装尺寸、位置保持与实际完全一致，如图2所示。

图2 缸盖螺栓总成模型

缸盖螺栓总成仿真模型的材料参数如表2所示，缸盖为QT450，机体为QT400，缸套为特殊铸铁，缸盖螺栓和螺母均为合金钢。

表2 缸盖螺栓总成材料参数

考虑到总成结构较为复杂，接触较多，故采用四面体单元，其中螺栓采用C3D10M二阶单元，其余零件采用C3D4一阶单元。单元总数131 139，载荷包括：螺栓预紧力993 kN、发动机暴压20 MPa。所有螺纹配合处采用绑定约束，接触面摩擦系数为0.15，采用小滑移接触对。计算工况分为预紧力工况、预紧力+20 MPa燃烧暴压工况[5-8]。

2.2 有限元仿真结果分析

（1）预紧力工况下的结果

在预紧力工况下，缸盖螺栓总成轴向的应变云图如图3所示，最大的变形发生在螺栓上，其轴向的最大位移为3.256 mm。缸盖、机体等被连接件压缩，最大压缩量为0.375 mm。

图3 缸盖螺栓总成螺栓轴向应变云图

由于螺栓预紧力是基于ABAQUS中螺栓载荷定义加载的[6]，因此，螺栓的实际伸长量为螺栓最大位移减去被连接件压缩量。其中缸盖螺栓轴向位移应变云图如图4所示，单配螺栓与其中的一个原始螺栓仅差0.025 mm。

图4 缸盖螺栓轴向应变云图。

单配的缸盖螺栓与原始螺栓的位移量、被连接件接触处压缩量如表3所示。单配螺栓与原始螺栓的伸长量基本一致，差异在0.5%以内。与单独螺栓模型计算的伸长量2.867 mm相比，也仅差0.11%，进一步证实了单独螺栓简易模型计算的合理性。

表3 缸盖螺栓位移量、伸长量

（2）预紧力+燃烧暴压工况下的结果

当螺栓在受到预紧力和燃烧暴压载荷的工况下，其螺栓会进一步伸长，被连接件压缩量会减小，但螺栓应力会进一步加大，如图5所示。虽然单配螺栓与原始螺栓之间的刚度差异较小，但是在结构上还有一定的不同。如果单配螺栓与原始螺栓在受到工作载荷后变化差异较大，使4个螺栓受力不均，个别受力较大，在交变载荷燃烧暴压的长期作用下，最终可能造成缸盖螺栓的疲劳损坏。因此，研究单配螺栓和原始螺栓在燃烧暴压下的差异，也十分重要。

图5 预紧力+燃烧工况下总成应力应变云图。

缸盖螺栓在预紧力工况、预紧力+燃烧暴压两种工况下的伸长量增加值和应力增加值，如表4所示。

表4 缸盖螺栓在两种工况下变化

通过缸盖螺栓在两种工况下的伸长量和应力变化可以看出，当发动机工作后，缸盖螺栓受到燃烧暴压作用，螺栓伸长量增加了0.073 mm，应力增加了15.4 MPa。单配螺栓与原始螺栓伸长量增加值差异在0.3%以内；应力增加值差异更小，在0.1%以内。因此，发动机工作后单配螺栓与原始螺栓差异很小，满足使用要求。燃烧暴压20 MPa对应的集中力为1 608 kN，远大于单个螺栓的预紧力993 kN，但是对螺栓伸长量和应力的增加值影响较小。

3 测量与试验验证

由于船舶大功率发动机零部件尺寸很大，单独试验成本高，也没有必要。因此通过试验之前对缸盖螺栓进行安装尺寸测量，在发动机试验完成后再进行测量和观察，以证明螺栓设计分析的正确性。在装配缸盖螺栓时，分别测量预紧力拧紧前、拧紧后螺栓在缸盖上部的长度，以得到螺栓实际伸长量，如表5所示。

表5 缸盖螺栓装配过程测量

通过螺栓装配时的测量数据可以看出，螺栓伸长量与计算结果差异在0.4%以内，单配螺栓与原始螺栓伸长量差异在0.5%以内。在发动机样机运行10个小时后，将单配螺栓和其他3个原始螺栓重新松开后预紧，未发现任何螺栓松动现象。在发动机运行20个小时后，再次松开预紧，未发现任何异常。在发动机运行60个小时后，再次松开预紧，也未发现任何异常。经过发动机的性能、耐久试验后，拆机检查，同样未发现该缸螺栓有任何异常。因此，在对缸盖螺栓的测量与试验验证后，更加证实了该单配螺栓设计是合理的，完全满足实际使用要求。

4 结论

根据对大功率发动机缸盖螺栓设计仿真分析，并结合螺栓的测量与试验结果验证，得到以下结论：（1）通过对单独螺栓模型的对比计算来优化结构，设计得到了与原始螺栓刚度一致的单配螺栓，完全满足实际使用要求；（2）单独螺栓简易模型的伸长量计算结果与螺栓总成计算的结果基本一致，说明装配关系、结构位置以及接触等实际因素对螺栓伸长量影响较小；（3）通过缸盖螺栓总成的仿真分析可以看出，工作载荷对螺栓产生的附加应力值较小，远小于螺栓预紧力产生的应力值；（4）仅对缸盖一个螺栓进行单独的设计匹配，同样可以达到修配缸盖所有螺栓的效果。这样的设计匹配与计算方法值得推广，不仅有效简化了过程，还节约了成本。