宋清林 曹曉龍 林建華 李繼業(yè)

摘要：為了保證柴油發(fā)電機組安裝螺栓的高可靠性，需要對安裝螺栓進行扭矩校核和選取，以出口德國柏林的柴油發(fā)電機組為研究對象，根據(jù)EN12663-1：2010[1]標準規(guī)定的設(shè)備工況，進行有限元仿真分析，依據(jù)德國工程師協(xié)會標準VDI2230-2014[2]，對柴油發(fā)電機組的安裝螺栓進行了扭矩計算和強度校核，計算結(jié)果通過了德國DB公司的審核。

關(guān)鍵詞： 柴油發(fā)電機組;擰緊系數(shù);安裝預(yù)緊力;擰緊力矩

中圖分類號：TB857+.3? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）10-0005-02

0? 引言

型號為DSG-DB-670的柴油發(fā)電機組是中車大連所公司出口德國柏林的產(chǎn)品，它的額定輸出功率670kW，柴油機額定轉(zhuǎn)速：1800r/min，柴油發(fā)電機組額定的輸出電壓為：3AC645V±5%，該柴油發(fā)電機組作為調(diào)車機車的牽引動力電源系統(tǒng)，具有重要的作用，為了保證柴油發(fā)電機組安裝的可靠性，需要對安裝螺栓進行計算和校核。

1? 柴油發(fā)電機組安裝結(jié)構(gòu)

柴油發(fā)電機組主要由柴油機、發(fā)電機、基礎(chǔ)支撐機構(gòu)、隔音箱框架及各輔助設(shè)備組成。柴油機和發(fā)電機分別安裝在框架上如圖1所示，整個結(jié)構(gòu)為四點支撐。柴油發(fā)電機組重量：8000kg，柴油機+發(fā)電機重量：3600kg。

2? 柴油發(fā)電機組靜強度計算

利用有限元前處理器HyperMesh對模型進行網(wǎng)格劃分，采用2D單元-Pshell單元模擬板殼結(jié)構(gòu)，3D單元-Psolid單元模擬實體結(jié)構(gòu)，單元尺寸為15mm，結(jié)構(gòu)復(fù)雜區(qū)域采用5mm，有限元模型總共包括387627個節(jié)點，470965個單元。柴油發(fā)電機組主體結(jié)構(gòu)采用的材料為Q345E，通過螺栓固定在調(diào)車機車上，在固定螺栓處約束全部6個自由度。加速度載荷根據(jù)標準EN12663中L類規(guī)定進行施加，最大總激勵力矩為1800N.m，假設(shè)隔振墊振動傳遞率為10%，則作用在基礎(chǔ)支撐結(jié)構(gòu)上力矩為180N.m。并對力矩與加速度載荷進行組合。根據(jù)柴油發(fā)電機組的各工況計算，最大應(yīng)力為285.44MPa，滿足材質(zhì)的使用要求。圖2和圖3分別是總體結(jié)構(gòu)的最大載荷作用下的應(yīng)力云圖和位移圖。

3? 柴油發(fā)電機組安裝螺栓的強度計算

柴油機和發(fā)電機在安裝框架上使用的螺栓規(guī)格為M24×180-10.9級，機械性能按照標準ISO4014[4]和VD12230中的表A11。根據(jù)標準EN12663-2010[1]，柴油發(fā)電機組安裝在車體上的加速度為橫向±1g，縱向±3g。在安裝處建立spring彈簧單元，將柴油發(fā)電機組重量分配給四點，提取載荷，并進行加權(quán)，最終每個螺栓需承受最大橫向載荷為：

柴油發(fā)電機組的結(jié)構(gòu)為中心對稱，且剛度較大，螺栓可以看做同心緊固及同心負荷。由于此處四個螺栓的主要作用是夾緊，柴油發(fā)電機組的垂直方向主要由橡膠減震器承受，所以只提取出橫向載荷，又由于重心偏向于柴油機側(cè)，四處安裝螺栓的結(jié)構(gòu)形式以及螺栓規(guī)格是相同的，所以取較惡劣工況，偏向于柴油機側(cè)的兩處螺栓校核即可。

3.1 擰緊系數(shù)? 按照擰緊工具（扭矩扳手），根據(jù)VDI2230[2]中表A8，在摩擦系數(shù)等級B時確定：？琢A=1.6。

3.2 確定柔性及作用力傳遞系數(shù)? 螺栓的柔性系數(shù)根據(jù)標準[2]5.1章中的5.1/3公式：

貫穿型螺栓連接w=1，因此計算得出極限直徑為：

根據(jù)以上計算結(jié)果可以判斷需要使用一個變形椎體模型來計算彈力，按照公式5.1/25進行計算：

因此，在螺栓頭下面施工作用力時的載荷系數(shù)為：

作用力傳遞系數(shù)n根據(jù)圖5.2/4及表5.2/1求出，由于螺栓看做同心緊固及同心負荷，因此認為lA=0，且有：

按照力的作用線SV1作為連接情況，查表5.2/1有：n=0.7，因此，載荷系數(shù)為：

3.3 確定由于嵌入產(chǎn)生的預(yù)緊力損耗? 按照VDI2230[2]中表5.4/1的規(guī)定，根據(jù)現(xiàn)有的切向載荷及Rz100，螺紋及分界面分別產(chǎn)生了3？滋m和2？滋m的嵌入，螺栓頭和螺母分別支撐產(chǎn)生了3？滋m的嵌入，因此：

3.4 最大安裝預(yù)緊力?; 柴油機的安裝螺栓最大安裝預(yù)緊力按照VDI2230[2]中的公式5.4/23計算：

所以選用的螺栓可以承受最大工作載荷。

3.7 墊片表面壓力? 螺栓頭支撐與墊圈之間的表面壓力使用螺栓的允許安裝預(yù)緊力及支撐面積計算：

在安裝狀態(tài)下的表面壓力為：

墊片的材質(zhì)為不銹鋼 Cq45，根據(jù)VDI2230中的表A9，不銹鋼Cq45的接觸面壓力為：

根據(jù)VDI2230的公式R10/4，安全系數(shù)：

因此選用的墊片表面工作壓力符合使用要求。

3.8 防止滑動的安全系數(shù)SG及剪切負荷? 柴油機的安裝螺栓連接配合面的材質(zhì)是鋼-鋁合金，由此根據(jù)標準VDI2230中的表A6，可以算出現(xiàn)在的防滑動摩擦系數(shù)？滋Tmin=0.12。確定所需要的最小夾緊力FKRmin。為了傳遞定義的動態(tài)橫向載荷FKQerf，需要一個最小的夾緊力。在給定的摩擦夾緊面，有一個傳遞力的內(nèi)部接觸面，需要最小的夾緊力FKRmin可以由公式R12/1計算得出，動態(tài)橫向載荷FKQref可以由公式R12/2計算得出。

防止滑動的安全系數(shù)SG可以由公式R12/4計算得出。

因此柴油機安裝螺栓的防滑系數(shù)符合使用要求。

如果柴油機的螺栓連接因為未預(yù)見到的橫向載荷的峰值而產(chǎn)生滑動，也會對螺栓的安全性產(chǎn)生影響，受危害的橫截面中的螺栓最大剪切負荷根據(jù)公式R12/5計算得出

根據(jù)表5.5/2規(guī)定的抗剪強度關(guān)系及螺栓的額定斷裂應(yīng)力Rm算出其抗剪強度。

3.9 擰緊力矩? 柴油機和發(fā)電機安裝的螺栓規(guī)格為M24×180-10.9，該螺栓擰緊力矩已根據(jù)VDI2230[2]標準選擇，頭部支撐區(qū)域摩擦系數(shù)為0.12，根據(jù)附表A1選取扭矩，擰緊力矩為1017N.m。

4? 結(jié)論

通過以出口德國柏林的柴油發(fā)電機組為研究對象，對其進行有限元仿真分析，依據(jù)標準VDI2230[2]的規(guī)定，對柴油發(fā)電機組的安裝螺栓進行詳細的計算和校核，計算過程通過了德國DB公司的審核，也為出口歐洲的柴油發(fā)電機組設(shè)計人員提供一定的參考。

參考文獻：

[1]EN12663-1：：2010，鐵道應(yīng)用-鐵道車輛車體的結(jié)構(gòu)要求 第1部分：機車和客車（及貨車的替換法）[S].

[2]VDI 2230-2014，第一部分 高強度螺栓連接的系統(tǒng)計算-單個圓柱螺栓連接[S].

[3]ISO898-1-2013，碳鋼和合金鋼制造的緊固件機械性能第1部分螺栓、螺釘和螺柱[S].

[4]ISO4014-2011，六角頭螺栓-產(chǎn)品等級A和B級[S].