CN112528425B - 一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，属于车辆制造技术领域。本申请提供的方法通过发动机的最大爆发压力，获得发动机最大工作载荷并进一步获得主轴承盖的轴瓦的最大动载荷，且考虑静态装配条件下，主轴承瓦防止张开所需的预紧力，根据轴力衰减确定的预定安全系数，简化至单颗螺栓使轴瓦紧固所需提供的预紧力，随后对螺栓进行正向选型，再考虑螺栓在量产状态下，多批次螺栓之间其规格和尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及实际情况，精准得到螺栓的实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算，最后进行校核。该方法能准确对汽车发动机主轴承盖螺栓进行正向选型，方法简便且考虑完善，选出来的螺栓更符合汽车发动机运行的实际情况。

Description

一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法

技术领域

本发明属于车辆制造技术领域，特别涉及一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法。

背景技术

主轴承盖螺栓主要用于发动机缸体、曲轴、主轴瓦及主轴承盖之间的紧固连接，通过拧紧对主轴承盖产生均匀、适当的轴向预紧力，对曲轴在气缸体上进行支撑及定位。发动机在运转过程中，通过主轴承盖螺栓的紧固作用，使主轴承盖不易松脱；并使主轴承孔与曲轴主轴承直径产生适当、均匀的润滑油膜间隙，保证曲轴高速运转时的可靠性和耐久性。主轴承盖螺栓要用足够的刚度及疲劳强度克服缸内燃烧压力产生的负荷、曲柄连杆组件的往复惯性力及未平衡的离心力，否则极易出现主轴承盖松脱、曲轴主轴承磨损、甚至导致发动机损坏等故障。因此，主轴承盖螺栓属于发动机关键零件。

但是现有技术中的主轴承盖螺栓设计方法不够完善，从而导致主轴承盖螺栓在使用过程中存在安全风险。

发明内容

本发明提供一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，用于解决现有技术中的主轴承盖螺栓设计方法不够完善而导致主轴承盖螺栓在使用过程中存在安全风险的技术问题。

本发明通过下述技术方案实现：一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，包括：

根据所述发动机最大爆发压力获得所述发动机最大工作载荷；

根据所述发动机最大工作载荷获得所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷；

获得所述主轴承盖上的轴瓦防张开所需的预紧力；

根据所述轴瓦的最大动载荷和所述轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力；

根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，所述预定安全系数为据所述螺栓使用过程中的轴力衰减确定的；

根据所述主轴承盖的螺栓装配边界条件和所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力来初步选定螺栓型号；

结合螺栓量产状态下，多批次螺栓之间其参数存在散差，根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，并根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力；

根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，并将所述螺栓的实际安全系数与所述预定安全系数进行比较；

根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述主轴承盖与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力，并将所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力与所述主轴承盖制造材料的许用接触应力进行比较；

在所述实际安全系数大于所述预定安全系数时，并且所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力小于所述主轴承盖制造材料的许用接触应力时，确定选定螺栓型号合格。

进一步地，为了更好的实现本发明，所述根据所述发动机最大爆发压力获得所述发动机最大工作载荷，具体为：

所述发动机最大工作载荷

所述P_max为所述发动机的最大爆发压力，所述d_g为所述发动机气缸垫缸孔直径。

进一步地，为了更好的实现本发明，所述根据所述发动机最大工作载荷获得所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷，具体为：

所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷F_b＝T×F_g,所述T为所述发动机的载荷传递至所述轴瓦上的传动比。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述获得所述主轴承盖上的轴瓦防张开所需的预紧力，具体为：

所述轴瓦防张开所需的预紧力F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs，所述t_bs为所述轴瓦的厚度，w_bs为所述轴瓦的宽度，σ_bs为所述轴瓦材料许用接触应力。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述轴瓦的最大动载荷和所述轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓需提供的预紧力F_n＝(F_b+F_V)÷2。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝K×F_n，所述K为所述螺栓的预定安全系数。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，具体为：所述螺栓的实际最小预紧力

所述根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最大预紧力

所述v为所述螺栓的屈服强度利用系数，所述R_P0.2max为所述螺栓的最大屈服强度，所述R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服强度，所述A_s为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积，所述d₂为所述螺栓的螺纹中径，所述d₀为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积当量直径，所述α′为所述螺栓的螺纹牙侧角，所述μ_smin为所述螺栓螺纹的最小摩擦系数，所述μ_smax为所述螺栓螺纹的最大摩擦系数，所述P为所述螺栓的螺距。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，具体为：

所述螺栓的实际安全系数

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述主轴承盖与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力，具体为：

所述主轴承盖与螺栓头部所述相接的承压面接触应力

所述A_C为所述主轴承盖与螺栓头部之间的承压面积。

进一步地，为了更好地实现本发明，在EXCEL表格中执行上述方法。

本发明相较于现有技术具有以下有益效果：

发明提供的汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法中，以发动机最大爆发压力获得发动机最大工作载荷，从而算出主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷，结合主轴承盖上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，算出所有主轴承盖上所有螺栓需提供的预紧力并以此为基础算出单颗螺栓需提供的预紧力，简化受力模型同时提高设计安全余量，并且设计过程中充分考虑螺栓使用过程中的轴力衰减而确定预定安全系数，结合单颗螺栓需提供的预紧力，从而算出单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力，随后根据主轴承盖上螺栓装配边界条件以及单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力来对主轴承盖螺栓进行正向选型，以确定螺栓选型方向，避免在众多型号螺栓中盲目试用，提高工作效率，当螺栓初步选型后，对所选螺栓进行实际最小预紧力以及实际最大预紧力计算，在此过程中，充分考虑所选螺栓在量产状态下的关键参数如屈服强度以及摩擦系数存在散差，并结合螺栓规格和实际情况准确算出螺栓实际最大预紧力和实际最小预紧力，譬如根据螺栓拧紧方式而确定屈服强度利用系数，最后利用所选螺栓的实际最小预紧力与主轴承盖上单颗螺栓需提供的预紧力之间的比值而确定所选螺栓的实际安全系数，将所选螺栓的实际安全系数与预估安全系数进行比较，在实际安全系数小于等于预估安全系数时，则对螺栓进行重新选型，在实际安全系大于预估安全系数时，则合格，然后通过所选螺栓的实际最大预紧力与承压面积之间的比值而算出主轴承盖与螺栓相接的承压面接触应力，将算出的主轴承盖与螺栓相接的承压面接触应力与主轴承盖的制造材料的许用接触应力进行比较，从而验证螺栓选型是否符合主轴承盖的许用接触应力，这样便可确保所选螺栓符合要求，本发明提供的方法在对主轴承盖螺栓进行选型的过程中充分考虑了螺栓的轴力衰减、螺栓在量产状态下，多批次之间螺栓参数如螺栓规格、摩擦系数、屈服强度存在散差，因此在预紧力定义时结合实际生产状态，确定螺栓预紧力范围，使得螺栓的选型更加精准，降低主轴承盖螺栓使用过程中出现安全问题的几率。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1是本申请中的汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法的流程图；

图2是本申请中的主轴承座与曲轴的装配结构示意图；

图3是本申请中确定单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力的过程示例表格；

图4是本申请中的螺栓选型及实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算过程示例表格；

图5是本申请中的螺栓校核过程示例表格。

图中：

1-螺栓；2-主轴承盖；3-上轴瓦；4-下轴瓦；5-曲轴主轴颈；6-气缸体。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将对本发明的技术方案进行详细的描述。显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动的前提下所得到的所有其它实施方式，都属于本发明所保护的范围。

实施例1：

本实施例提供一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，用于解决现有技术中的发动机主轴承盖螺栓选型方法不够完善而导致使用过程中存在安全风险的技术问题。具体地，现有发动机主轴承盖螺栓设计的方法中，并未考虑螺栓的摩擦系数散差、屈服强度散差、规格以及尺寸等实际情况，并且在选型时多数是通过对不同规格螺栓以试错方式进行选择，由上述原因而造成所选螺栓有可能预紧力达不到要求，并且选型、校核过程复杂易出错，以致所选螺栓在使用时存在较大安全风险。

如图2所示，两颗螺栓1用于主轴承盖2、轴瓦(由上轴瓦3和下轴瓦4组成)、曲轴主轴承颈5及气缸体6之间的紧固连接。发动机在运转过程中，气缸体6内的燃烧压力通过曲柄连杆组件中的曲轴主轴颈5传递到轴瓦上，以在轴瓦上产生外载荷；同时，需要足够大的预紧力使轴瓦始终紧贴主轴承座，防止在承受曲柄连杆组件的往复惯性力及未平衡的离心力时，主轴承盖2被张开。

本实施例提供的汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法包括以下步骤：

步骤1.1：通过

(式1)计算发动机的最大工作载荷F_g，由于汽车发动机的最大工作载荷为在发动机气缸体6内发生爆震、产生最大爆发压力工况下产生，因此，P_max为发动机的最大爆发压力，d_g为所述发动机气缸垫缸孔直径；

步骤1.2：通过F_b＝T×F_g(式2)计算主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷，式2中的T为所述发动机的载荷传递至所述轴瓦上的传动比，也即汽车发动机的载荷传递至轴瓦上时的比例，对于四缸发动机，T＝0.67。

步骤1.3：主轴承盖2的螺栓1预紧后，预紧力使主轴承盖2上的轴瓦对于主轴承孔的周向过盈量被压平，变形后，轴瓦紧贴主轴承孔。为防止轴瓦被张开需施加的预紧力通过F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs(式3)计算获得，式3中的t_bs为轴瓦的厚度，w_bs为轴瓦的宽度，σ_bs为轴瓦材料许用接触应力。

步骤1.4：通过F_n＝(F_b+F_V)÷2(式4)计算主轴承盖2上单颗螺栓1需提供的预紧力F_n。该步骤中，由于现有技术中的主轴承盖2上的用于紧固主轴承盖2的螺栓1通常为两颗且两颗螺栓1均匀分布，而F_b+F_V则是主轴承盖2上所有螺栓1需提供的总力，因此，通过式4可以计算出单颗螺栓1需提供的预紧力，该步骤将受力分析模型转化至单颗螺栓1，从而提高设计安全余量，以使得计算更加精准。

步骤1.5：通过F_w＝K×F_n(式5)计算单颗螺栓1使轴瓦紧固所需的预紧力F_w，式5中的K为根据螺栓1使用过程中的轴力衰减所确定的预估安全系数。该步骤中考虑到主轴承盖2承压面的微观表面不平度、主轴承盖2预紧且轴瓦压紧后在周向变形产生的装配阶段轴力衰减；发动机运转中，由于长时间的机械、冷热交变载荷，引起被联接件的材料蠕变减薄导致轴力衰减，由此而确定的预估安全系数K更加合理，这样便可以使得计算出的单颗螺栓1使轴瓦紧固所需的预紧力F_w更加精准，并且留出的安全余量更加合规。作为本实施例的一种实施方式，本实施例中的K取值范围为1.6至2.0。最佳地，K的取值为1.6。

值得注意的是，步骤1.1至步骤1.5中的单颗螺栓1对应的是要满足装配要求所假定的螺栓。

步骤2.1：根据主轴承盖2的螺栓1装配边界条件以及F_w初步选定螺栓1型号，螺栓1的额定最小预紧力需大于单颗螺栓1使轴瓦紧固所需的预紧力F_w。通过

(式6)进行螺栓1的实际最小预紧力计算，式6中的v为螺栓1的屈服强度利用系数，R_P0.2min为螺栓1的最小屈服强度，A_s为螺栓1的外螺纹公称应力截面积，d₂为螺栓1的螺纹中径，d₀为螺栓1的外螺纹公称应力截面积当量直径，α′为螺栓1的螺纹牙侧角，μ_smax为螺栓1螺纹的最大摩擦系数，P为螺栓1的螺距。该步骤中，首先根据装配边界确定螺栓规格以及尺寸，也即对螺栓1进行正向选型，避免在众多型号的螺栓中盲目选型，提高工作效率，随后通过式6算出选出的螺栓1的实际最小预紧力，并与F_w进行对比，以进行螺栓1的初步选型。而且，该步骤中，充分考虑到在量产状态下，不同批次螺栓1自身的规格以及尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及具体使用情况而更加精准地确定的螺栓1的实际最小预紧力。

步骤2.2：根据

(式7)计算螺栓1的实际最大预紧力F_Mmax，式7中的v为螺栓1的屈服强度利用系数，R_P0.2max为螺栓1的最大屈服强度，A_s为螺栓1的外螺纹公称应力截面积，d₂为螺栓1的螺纹中径，d₀为螺栓1的外螺纹公称应力截面积当量直径，α′为螺栓1的螺纹牙侧角，μ_smin为螺栓1螺纹的最小摩擦系数，P为螺栓1的螺距。该步骤中，充分考虑到在量产状态下，不同批次螺栓1自身的规格以及尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及具体使用情况而更加精准地确定的螺栓1的实际最大预紧力，需要注意的是，螺栓1的实际最大预紧力计算过程中，除了R_P0.2max和μ_smin与最小预紧力计算中不同以外，其余各参数均相同。

需要说明的是，步骤2.1和步骤2.2中，螺栓1的最大屈服强度R_P0.2max和最小屈服强度R_P0.2min取决于材料批次及生产工艺控制，要求R_P0.2max与R_P0.2min的差值在一规定的范围内，本实施例的一种实施方式为，R_P0.2max与R_P0.2min的差值在100MPa至140MPa。作为本实施例的一种最佳实施方式，螺栓的最大屈服强度和最小屈服强度的差值取值为100MPa。

另外，μ_smax和μ_smin主要取决于螺栓1表面处理工艺。具体地，当螺栓1表面为磷化后涂油，μ_smax＝0.14，μ_smin＝0.08；当螺栓1表面为发黑后涂油，μ_smax＝0.16，μ_smin＝0.10。

还有就是，式6和式7中的v取决于螺栓1的具体拧紧情况，当螺栓1拧紧方式为弹性域拧紧，螺栓1的屈服强度利用系数v取值范围为70％至90％，最佳地，此情况下，螺栓1的屈服强度利用系数v为90％；当螺栓1的拧紧方式为塑性域拧紧，螺栓1的屈服强度利用系数v取值范围为100％至110％，最佳地，此情况下，螺栓1的屈服强度利用系数v为100％。

这样，本发明提供的方法在对主轴承盖2的螺栓1进行选型的过程中充分考虑了螺栓1的轴力衰减、螺栓1在量产状态下，多批次之间螺栓1参数如螺栓规格、摩擦系数、屈服强度存在散差，因此在预紧力定义时结合实际生产状态，确定螺栓1预紧力范围，使得螺栓1的选型更加精准，降低主轴承盖2的螺栓1使用过程中出现安全问题的几率。

步骤3.1：通过

(式8)计算选型后对应的螺栓1的实际安全系数K'，并将K'与K进行比较，在K'≤K时，则返回步骤2.1重新对螺栓1进行选型，在K'＞K时，则判定螺栓1选型合格。该步骤中，K’必须大于K值但应尽量接近，否则出现设计余量过大，造成材料浪费。

步骤3.2：通过

(式9)计算主轴承盖2与螺栓1头部相接的承压面接触应力σ_c，式9中的A_C为主轴承盖2与螺栓1头部之间的承压面积，随后将σ_c与主轴承盖2的制造材料的许用接触应力进行比较，在σ_c小于主轴承盖2的制造材料的许用接触应力时，则判定螺栓1选型合格，在σ_c大于或者等于主轴承盖2的制造材料的许用接触应力时，则返回步骤2.1重新对螺栓1进行选型。通过步骤3.1和步骤3.2则能够对所选螺栓1进行验算校核，提高螺栓1选型的准确性，保证螺栓1在使用过程中的安全性。

本实施例中，步骤3.1和步骤3.2可同时进行；或者是步骤3.1在前，步骤3.2在后；或者步骤3.2在前，步骤3.1在后。只要选定的螺栓1能够同时满足K'＞K且σ_c小于主轴承盖2的制造材料的许用接触应力这两个条件，则说明所选螺栓1选型合格。

值得注意的是，上述步骤1.1至1.5实际为螺栓1的最小装配预紧力(也即单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力)确定过程，步骤2.1和步骤2.2为螺栓1选型及实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算过程，步骤3.1和步骤3.2为螺栓1校核过程。另外，步骤2.1至步骤3.2中的螺栓1为选定型号后的螺栓。

具体在生产螺栓1时，在螺栓1图纸定义中和上述关键参数定义保持一致，并约束供应商的生产控制要求，以生产符合图纸要求的螺栓。

实施例2：

本实施例作为实施例1的一种举例实施方式，如下：

步骤1.1：已知发动机最大爆发压力P_max为98.5MPa，气缸体6垫缸孔直径d_g为82mm，通过式1计算发动机的最大工作载荷F_g＝52.02kN。

步骤1.2：通过式2计算主轴承盖2上的轴瓦的最大动载荷F_b＝34.85kN。

步骤1.3：已知轴瓦厚度t_bs为1.8mm，主轴承瓦宽度w_bs为21.2mm，轴瓦材料许用接触应力σ_bs为351MPa，通过式3计算轴瓦防止被张开需施加的预紧力F_V＝26.79kN。

步骤1.4：通过式4计算主轴承盖2上的单颗螺栓1需提供的预紧力F_n＝30.82kN。

步骤1.5：主轴承盖2为球墨铸铁，承压面平面度要求0.03，粗糙度要求Ra3.2，且轴瓦压紧后存在压缩变形，考虑到轴力衰减，预估安全系数K选取为1.6，因此单颗螺栓1使轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝49.31kN。

步骤2.1：为保证主轴承盖2的紧固，在极限运转状态下轴瓦不被张开，要求螺栓额定最小装配预紧力大于单颗螺栓1使轴瓦紧固所需的预紧力，根据主轴承盖2上的螺栓装配边界条件，要求螺栓1规格≤M10，螺栓1的作用为紧固，因此选取粗牙螺纹即螺距为1.5，即螺栓1规格为M10×1.5，螺栓1头部直径为Φ17mm，主轴承盖2螺栓通孔为Φ11mm，采用QT500材料，其许用接触应力为900MPa；根据供应商所提供的原材料及生产工艺一致性，确定螺栓1屈服强度范围为100MPa；根据防腐要求，选择磷化后涂防锈油，根据供应商反馈的表面处理工艺一致性，要求摩擦系数范围为0.08-0.14，螺栓1拧紧方式为塑性域拧紧，屈服强度利用系数v设置为100％，R_P0.2min为1000MPa，根据式6算出对应螺栓1的实际最小预紧力为50.04kN，也即F_Mmin＝50.04KN，因此，初选的螺栓1的F_Mmin大于F_w。

步骤2.2：通过式7算出该螺栓1的实际最大预紧力F_Mmax＝62.26kN，其中，μ_smin为0.08，R_P0.2max为1100MPa。

步骤3.1：通过式8算出所选螺栓1的实际安装系数K'＝1.62，因此，K'＞K。

步骤3.2：根据布置边界确认，主轴承盖2与螺栓1头部之间的承压面积A_C＝131.95mm²，通过式9算出所选主轴承盖2与螺栓1头部相接的承压面接触应力σ_c＝471.87MPa，主轴承盖2为球墨铸铁制成的结构件，σ_c满足球磨铸铁材料最大许用应力限制900MPa的要求。

实施例3：

本实施例作为本发明的一种实用化实施例，本实施例中，利用EXCEL表格的计算功能，执行上述实施例中的方法，也即将式1至式9输入EXCEL表格中并进行关联，当输入相应输入值时，获得对应的输出值，这样，便可以提高上述方法计算的准确率及效率。

以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明记载的技术范围内，可轻易想到变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应以所述权利要求的保护范围为准。

F_b＝T×F_g (2)

F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs (3)

F_n＝(F_b+F_V)÷2 (4)

F_w＝K×F_n (5)

Claims (10)

1.一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于，包括：

根据所述发动机最大爆发压力获得所述发动机最大工作载荷；

根据所述发动机最大工作载荷获得所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷；

获得所述主轴承盖上的轴瓦防张开所需的预紧力；

根据所述轴瓦的最大动载荷和所述轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力；

根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，所述预定安全系数为据所述螺栓使用过程中的轴力衰减确定的；

根据所述主轴承盖的螺栓装配边界条件和所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力来初步选定螺栓型号；

根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，并根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力；

根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，并将所述螺栓的实际安全系数与所述预定安全系数进行比较；

根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述主轴承盖与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力，并将所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力与所述主轴承盖制造材料的许用接触应力进行比较；

在所述实际安全系数大于所述预定安全系数时，并且所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力小于所述主轴承盖制造材料的许用接触应力时，确定选定螺栓型号合格。

2.根据权利要求1所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述发动机最大爆发压力获得所述发动机最大工作载荷，具体为：

所述发动机最大工作载荷

所述P_max为所述发动机的最大爆发压力，所述d_g为所述发动机气缸垫缸孔直径。

3.根据权利要求2所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述发动机最大工作载荷获得所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷，具体为：

所述主轴承盖上的轴瓦的最大动载荷F_b＝T×F_g,所述T为所述发动机的载荷传递至所述轴瓦上的传动比。

4.根据权利要求3所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述获得所述主轴承盖上的轴瓦防张开所需的预紧力，具体为：

所述轴瓦防张开所需的预紧力F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs，所述t_bs为所述轴瓦的厚度，w_bs为所述轴瓦的宽度，σ_bs为所述轴瓦材料许用接触应力。

5.根据权利要求4所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述轴瓦的最大动载荷和所述轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓需提供的预紧力F_n＝(F_b+F_V)÷2。

6.根据权利要求5所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝K×F_n，所述K为所述螺栓的预定安全系数。

7.根据权利要求6所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最小预紧力

所述根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最大预紧力

所述v为所述螺栓的屈服强度利用系数，所述R_P0.2max为所述螺栓的最大屈服强度，所述R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服强度，所述A_s为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积，所述d₂为所述螺栓的螺纹中径，所述d₀为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积当量直径，所述α′为所述螺栓的螺纹牙侧角，所述μ_smin为所述螺栓螺纹的最小摩擦系数，所述μ_smax为所述螺栓螺纹的最大摩擦系数，所述P为所述螺栓的螺距。

8.根据权利要求7所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，具体为：

所述螺栓的实际安全系数

9.根据权利要求8所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述主轴承盖与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述主轴承盖与所述螺栓头部相接的承压面接触应力，具体为：

所述主轴承盖与螺栓头部所述相接的承压面接触应力

所述A_C为所述主轴承盖与螺栓头部之间的承压面积。

10.根据权利要求1-9中任一项所述的一种汽车发动机主轴承盖螺栓选型及校核方法，其特征在于：在EXCEL表格中执行权利要求1-9中任一项所述的方法。

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