柴油機(jī)氣缸墊緊固螺栓預(yù)緊力的調(diào)整

陳友偉

(遼寧鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院，遼寧 錦州 121000)*

0 引言

為提高柴油機(jī)氣缸的密封性能，較為容易實(shí)現(xiàn)的方法是加大氣缸蓋螺栓的預(yù)緊力［1-3］.但加大螺栓預(yù)緊力必須要考慮給柴油機(jī)氣缸蓋及氣缸墊帶來的強(qiáng)度問題［4］.現(xiàn)在企業(yè)比較常用的是通過放置壓力感應(yīng)紙來檢測(cè)氣缸墊的表面受力和柴油機(jī)密封性能［5］.在按照企業(yè)設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)螺栓預(yù)緊力進(jìn)行試驗(yàn)后，掃描試驗(yàn)所用壓力感應(yīng)紙上得到的圖像，利用計(jì)算機(jī)對(duì)圖像進(jìn)行分析，從而判斷柴油機(jī)氣缸密封性能是否良好.這種方法雖然簡單經(jīng)濟(jì)，但無法模擬柴油機(jī)啟動(dòng)后的實(shí)際工作環(huán)境，無法檢測(cè)柴油機(jī)氣缸墊在不同工況下的變形和受力，無法判斷柴油機(jī)的密封性能.科研院所近年運(yùn)用CAD/CAE等現(xiàn)代技術(shù)手段和分析方法對(duì)柴油機(jī)密封性能等問題開展了一定研究［6-8］.本文借助于ANSYS Workbench分析軟件，利用模態(tài)分析方法開展模擬研究，通過分析柴油機(jī)氣缸墊的形變和受力，多次調(diào)整氣缸螺栓預(yù)緊力，最終確定最佳的螺栓預(yù)緊力以提高柴油機(jī)密封性能.

1 物理模型的建立

1.1 建立幾何模型

使用SolidWorks軟件建立數(shù)值研究的幾何模型.由于缸體和缸蓋對(duì)氣缸墊的影響無法用約束準(zhǔn)確表達(dá)，所以在建立幾何模型時(shí)，建立包括氣缸蓋、氣缸體、氣缸墊、螺栓和墊圈的完整模型.建立模型時(shí)，如果全面表現(xiàn)氣缸體和氣缸蓋復(fù)雜結(jié)構(gòu)表面中的過小倒角，會(huì)在后續(xù)網(wǎng)格劃分時(shí)，引起模型網(wǎng)格的畸變，影響計(jì)算精度，因而在建模中，省略對(duì)過小倒角的刻畫.建模后，氣缸蓋幾何模型如圖1(a)所示，氣缸蓋幾何模型如圖1(b)所示，氣缸墊幾何模型如圖1(c)所示.

圖1 幾何模型

1.2 設(shè)定接觸類型和材料屬性

對(duì)裝配體模型的接觸對(duì)類型和各個(gè)零件的材料屬性分別進(jìn)行定義，其中模型接觸類型定義如表1所示，零件材料屬性如表2所示.

表1 模型的接觸類型

表2 模型的材料屬性

1.3 劃分網(wǎng)格

在對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，首先選用四面體單元Solid187進(jìn)行計(jì)算區(qū)域網(wǎng)格的劃分.為保證計(jì)算的精度，在局部細(xì)節(jié)處進(jìn)行網(wǎng)格的細(xì)化.在氣缸墊上下板和調(diào)整板間、氣缸墊與氣缸蓋、氣缸墊與氣缸體加上接觸控制尺寸，在接觸面上產(chǎn)生大小一致的網(wǎng)格，保證接觸部分網(wǎng)格質(zhì)量.劃分后，網(wǎng)格單元總數(shù)約16萬，節(jié)點(diǎn)總數(shù)約30萬，裝配體和氣缸墊網(wǎng)格如圖2所示.

圖2 模型網(wǎng)格示意圖

1.4 設(shè)定邊界條件

發(fā)動(dòng)機(jī)裝配體模態(tài)分析的邊界條件有位移邊界、接觸邊界和載荷邊界.

(1)位移邊界位移邊界條件主要指裝配體的位移約束，在裝配體的側(cè)表面上施加水平方向的位移約束，在裝配體的底部施加豎直方向的位移約束;

(2)接觸邊界對(duì)于由氣缸蓋、氣缸墊、氣缸體組成的結(jié)構(gòu)，在氣缸蓋螺栓的作用下，裝配體接觸面上有接觸效應(yīng).在計(jì)算時(shí)系統(tǒng)會(huì)根據(jù)接觸面間的接觸邊界條件自動(dòng)進(jìn)行接觸力的傳遞，從而完成接觸邊界模擬.

(3)載荷邊界設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)各個(gè)接觸之間均勻，因而預(yù)緊力在接觸面上平均分布.在設(shè)定緊固螺栓的預(yù)緊力邊界條件時(shí)，將扭矩?fù)Q算成作用力施加到螺栓上.

緊固螺栓設(shè)定為10.9級(jí)M10.螺栓的擰緊力矩(67±2)N·m.緊固螺栓預(yù)緊力根據(jù)以下公式計(jì)算:

式中:Ma為緊固螺栓扭矩;K取值為0.19;Fv為緊固螺栓預(yù)緊力;d為螺栓的公稱直徑.計(jì)算得緊固螺栓預(yù)緊力36.022 kN.

2 模態(tài)分析理論

在模態(tài)分析中，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)方程為:

上式中［M］為質(zhì)量矩陣;{ü}為節(jié)點(diǎn)加速度向量;［C］為阻尼矩陣;{ù}為節(jié)點(diǎn)速度向量;［K］為剛度矩陣;{u}為節(jié)點(diǎn)位移向量;{Fp}為節(jié)點(diǎn)等效載荷矩陣.

發(fā)動(dòng)機(jī)多為金屬材料，阻尼很小，對(duì)固有頻率與振型的影響較小，所以上述方程中［C］值為0，另外由于無外力作用，{Fp}=0.方程簡化為:

諧振時(shí)，方程為:

上式中ωi為固有圓周頻率，φi為振型.

預(yù)應(yīng)力條件下的模態(tài)分析，方程的系數(shù)發(fā)生變化，計(jì)算中需先進(jìn)行線性的靜態(tài)分析，再進(jìn)行預(yù)應(yīng)力條件下的模態(tài)分析.先對(duì)方程［K］{x0}={F}迭代求解，再基于靜態(tài)分析的應(yīng)力狀態(tài)引入應(yīng)力硬化矩陣［S］.從而將自由模態(tài)時(shí)的方程更改為預(yù)應(yīng)力條件下模態(tài)分析方程:

3 調(diào)整計(jì)算過程

3.1 調(diào)整螺栓預(yù)緊力

步驟一:對(duì)全部螺栓施加36.022 kN螺栓預(yù)緊力.運(yùn)用ANSYS Workbench軟件分析氣缸墊的形變和受力情況，通過分析氣缸墊位移云圖和氣缸墊應(yīng)力云圖可知?dú)飧讐|兩端和螺栓孔附近的應(yīng)力比較大，且氣缸墊左側(cè)部分受力大于右側(cè)部分的受力，這是由氣缸體和氣缸墊的左右結(jié)構(gòu)差異引起的.

步驟二:柴油機(jī)氣缸螺栓為M10螺栓，M10螺栓能夠承受最大為38.7 kN的螺栓預(yù)緊力、最大扭矩為72 N·m.將柴油機(jī)氣缸墊兩端的四個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力從33 kN逐漸增加到38.7 kN，中間六根螺栓的預(yù)緊力不變.通過對(duì)調(diào)整過程模擬計(jì)算結(jié)果的分析可知:當(dāng)氣缸螺栓預(yù)緊力增大到某一值后，氣缸墊位移和應(yīng)力值不再發(fā)生變化，從而將氣缸墊右上和右下的兩個(gè)螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為34 kN，左上螺栓預(yù)緊力調(diào)整為36 kN，左下螺栓預(yù)緊力調(diào)整為35 kN.

步驟三:對(duì)氣缸墊兩側(cè)中間的四個(gè)螺栓進(jìn)行預(yù)緊力調(diào)整，將柴油機(jī)氣缸墊中間四個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力從33 kN逐漸增加到38.7 kN，氣缸墊右上和右下的兩個(gè)螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為34 kN，左上螺栓預(yù)緊力調(diào)整為36 kN，左下螺栓預(yù)緊力調(diào)整為35 kN.氣缸墊正中間兩個(gè)螺栓按給定的36.022 kN施加螺栓預(yù)緊力.分析計(jì)算結(jié)果，當(dāng)氣缸螺栓預(yù)緊力增大到某一值后，氣缸墊位移和應(yīng)力不再發(fā)生變化，從而將氣缸墊兩側(cè)中間四個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為35 kN.右上和右下的兩個(gè)螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為34 kN，左上螺栓預(yù)緊力調(diào)整為36 kN，左下螺栓預(yù)緊力調(diào)整為35 kN.

步驟四:對(duì)氣缸墊正中間的兩個(gè)螺栓進(jìn)行預(yù)緊力調(diào)整，將柴油機(jī)氣缸墊正中間兩個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力從33 kN逐漸增加到38.7 kN，氣缸墊兩側(cè)中間四個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為35 kN.右上和右下的兩個(gè)螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為34 kN，左上螺栓預(yù)緊力調(diào)整為36 kN，左下螺栓預(yù)緊力調(diào)整為35 kN.通過分析計(jì)算，當(dāng)調(diào)整螺栓預(yù)緊力到一定數(shù)值時(shí)，氣缸墊應(yīng)力和位移穩(wěn)定，根據(jù)計(jì)算結(jié)果將氣缸墊正中間兩個(gè)螺栓的螺栓預(yù)緊力均調(diào)整為33 kN.

步驟五:通過上面四個(gè)步驟的分析，對(duì)柴油機(jī)氣缸墊進(jìn)行全面調(diào)整，經(jīng)過調(diào)整后氣缸螺栓預(yù)緊力如表3所示.四次調(diào)整后氣缸墊的位移和應(yīng)力情況如圖3所示.

表3 調(diào)整前后螺栓預(yù)緊力比較 kN

圖3 四次調(diào)整后氣缸墊的位移及應(yīng)力云圖

3.2 螺栓預(yù)緊力瞬態(tài)測(cè)試

通過多次調(diào)整，最后確定柴油機(jī)氣缸螺栓預(yù)緊力值，使氣缸墊的受力均勻.使用求得的預(yù)緊力，對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行一次瞬態(tài)力分析，測(cè)試最終確定的螺栓預(yù)緊力的能否達(dá)到氣缸密封性能和氣缸強(qiáng)度的要求.瞬態(tài)分析中各缸輸入燃燒壓力如圖4所示.

圖4 各氣缸輸入燃燒壓力曲線

瞬態(tài)分析后的發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸墊應(yīng)力云圖、形變?cè)茍D、接觸應(yīng)力云圖如圖5所示.分析計(jì)算結(jié)果可知，改變了預(yù)緊力后，氣缸墊受力更為均勻.調(diào)整后，缸墊內(nèi)圈的應(yīng)力值為200～300 MPa，外圈應(yīng)力值400～500 MPa，接觸應(yīng)力約幾十兆帕，該壓力可隔斷燃燒室和水腔壓力，同時(shí)也減少了結(jié)構(gòu)中畸點(diǎn)的出現(xiàn)，對(duì)結(jié)構(gòu)起到了保護(hù)的作用，避免局部結(jié)構(gòu)受力過大而毀壞.

圖5 氣缸墊云圖分析

4 結(jié)論

借助CAE現(xiàn)代分析方法和手段，通過分析應(yīng)力、應(yīng)變和位移云圖，觀察在施加不同的螺栓預(yù)緊力時(shí)氣缸墊的變化情況.多次調(diào)整螺栓預(yù)緊力，通過觀察氣缸蓋受力找出使云圖變化的臨界值或使氣缸墊受力均勻的螺栓預(yù)緊力值，確定各螺栓的螺栓預(yù)緊力.最后對(duì)整個(gè)柴油機(jī)進(jìn)行瞬態(tài)分析，通過施加氣缸爆發(fā)壓力，檢測(cè)氣缸墊的受力和變形，依此進(jìn)行分析和判斷施加的螺栓預(yù)緊力在柴油機(jī)工作中所產(chǎn)生的對(duì)氣缸墊的壓緊力能否滿足柴油機(jī)的油壓、水壓等工作要求.最終確定了柴油機(jī)氣缸各螺栓的預(yù)緊力.

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