船用柴油機(jī)氣門導(dǎo)管與缸蓋壓裝過程的研究與優(yōu)化

劉冬偉 鮑君華 何衛(wèi)東

(大連交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 遼寧 大連 116028)

動力主機(jī)是船舶動力系統(tǒng)中最重要的組成部分，大多以柴油機(jī)為主，柴油機(jī)性能的好壞又取決于各部件的裝配質(zhì)量，而組成柴油機(jī)的主要零部件的裝配精度對整個(gè)柴油機(jī)的裝配質(zhì)量又有著關(guān)鍵的影響。缸蓋結(jié)構(gòu)作為一個(gè)部件主要包括進(jìn)、排氣門座，氣門導(dǎo)管孔，噴油器護(hù)套孔等，其中氣門導(dǎo)管與缸蓋之間通常采用過盈配合的聯(lián)接方式，氣門導(dǎo)管與缸蓋的裝配是一道承上啟下的關(guān)鍵工序，裝配的好壞對柴油機(jī)整機(jī)工作性能有著直接的影響。為了解決氣門導(dǎo)管壓裝不合格的問題，王天豐等人對氣門導(dǎo)管壓裝過程中產(chǎn)生的缺陷和不合格的原因進(jìn)行了分析，并對氣門導(dǎo)管壓裝不合格的問題提出了解決措施[1]。壓裝力是導(dǎo)管壓裝工序中的重要監(jiān)控參數(shù)，在壓裝過程中，若有異常情況發(fā)生，壓裝力都會出現(xiàn)過大或過小的現(xiàn)象。為了監(jiān)控壓裝力，國內(nèi)許多企業(yè)開始運(yùn)用全自動伺服電機(jī)進(jìn)行導(dǎo)管壓裝，可以實(shí)時(shí)監(jiān)控壓裝過程中的壓裝-位移曲線[2]。熊強(qiáng)強(qiáng)等人對導(dǎo)管壓裝過程及壓裝力影響因素進(jìn)行探析，通過實(shí)驗(yàn)研究了導(dǎo)管壓裝過程中過盈量、壓裝前涂油潤滑和壓裝速度對壓裝力的影響，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，過盈量和裝前涂潤滑油是影響導(dǎo)管壓裝力的主要因素，而壓裝速度對導(dǎo)管的影響并不明顯[3]。氣門導(dǎo)管與缸蓋類似于軸孔過盈配合，過盈配合接觸面應(yīng)力分布復(fù)雜且邊緣易出現(xiàn)應(yīng)力集中，所以李亞洲等人利用有限元分析軟件，分析了過盈量等因素對軸孔配合的影響，得到軸和包容件接觸區(qū)域的最高等效應(yīng)力區(qū)，會受到邊緣效應(yīng)的影響等結(jié)論[4]。王勝曼等人針對軸孔過盈配合結(jié)面上應(yīng)力分布問題，利用UGNX有限元仿真軟件，基于彈性力學(xué)理論基礎(chǔ)，從軸孔過盈量等4個(gè)維度對接觸應(yīng)力分布進(jìn)行了有限元分析，得出結(jié)合應(yīng)力大小與過盈量、徑向尺寸以及材料特性有關(guān)，而與軸孔配合長度無關(guān)的結(jié)論[5]。

本文在前人研究方法的基礎(chǔ)上結(jié)合實(shí)際裝配情況，對某型船用柴油機(jī)中的氣門導(dǎo)管與缸蓋在不同的過盈量條件下的裝配過程進(jìn)行有限元分析與優(yōu)化，得出壓裝力的變化情況。結(jié)合SolidWorks三維軟件對氣門導(dǎo)管與缸蓋進(jìn)行建模；采用ANSYS軟件對氣門導(dǎo)管與缸蓋進(jìn)行靜力學(xué)分析，獲得了氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配過程中的受力情況；運(yùn)用ANSYS軟件中的參數(shù)優(yōu)化模塊，對氣門導(dǎo)管的內(nèi)徑尺寸進(jìn)行優(yōu)化，為實(shí)際工程的生產(chǎn)提供了理論基礎(chǔ)。設(shè)計(jì)的氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配體結(jié)構(gòu)如圖1所示，該裝配體主要由4個(gè)氣門導(dǎo)管和缸蓋組成。

1 過盈配合壓裝力的計(jì)算

表1 4種過盈配合的過盈量

氣門導(dǎo)管與缸蓋的過盈配合根據(jù)現(xiàn)場安裝的實(shí)際情況，采用的是壓入法，永久性連接，涂抹油脂，且過盈量控制在0.03～0.05 mm。首先依據(jù)國標(biāo)GB/T 5371-2004對氣門導(dǎo)管與缸蓋過盈配合過程中的結(jié)合壓強(qiáng)和壓裝力進(jìn)行計(jì)算。

文中氣門導(dǎo)管和缸蓋的材料均采用球墨鑄鐵，缸蓋為包容件，氣門導(dǎo)管為被包容件。氣門導(dǎo)管為中空件，總長為206 mm，壓入缸蓋的深度為138 mm，接觸外徑df=30 mm，內(nèi)徑d1=20 mm，過盈配合長度l=102 mm，取包容件的外徑da=400 mm，內(nèi)徑為dm=30 mm，二者的泊松比γa=γi=0.03，彈性模量Ea=Ei=150 GPa，安全系數(shù)取K=1.5，摩擦系數(shù)取μ=0.05(摩擦系數(shù)由實(shí)驗(yàn)測定的系數(shù)表得出)，氣門導(dǎo)管的結(jié)構(gòu)圖如圖2所示。

在保持配合長度、材料屬性及其他參數(shù)不變的情況下，計(jì)算在不同的過盈量條件下，氣門導(dǎo)管壓入缸蓋所受的結(jié)合壓強(qiáng)和所需的壓裝力(即軸向力)。

結(jié)合壓強(qiáng)計(jì)算公式如式(1)所示：

(1)

壓裝力計(jì)算公式如式(2)所示：

(2)

表2 結(jié)合壓力與軸向力結(jié)果

經(jīng)計(jì)算可以得出計(jì)算所得的壓裝力符合實(shí)際生產(chǎn)中所需的壓裝力，且過盈量越大，所需的壓裝力越大。

2 有限元仿真分析

2.1 模型的建立與簡化

為了得到氣門導(dǎo)管壓入缸蓋內(nèi)的具體的應(yīng)力變化狀態(tài)，所以采用ANSYS Workbench有限元分析軟件對壓裝過程進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析。缸蓋上有許多倒角、圓角和除與氣門導(dǎo)管過盈配合外其他的圓孔，由于本文只討論氣門導(dǎo)管與柴油機(jī)過盈連接所需的壓裝力，所以將缸蓋在ANSYS Workbench中的Geometry模塊中進(jìn)行模型簡化。由于在缸蓋上需要安裝4個(gè)完全相同的氣門導(dǎo)管，且4個(gè)氣門導(dǎo)管在缸蓋中心處對稱安裝，故對氣門導(dǎo)管與缸蓋進(jìn)行有限元仿真分析時(shí)，只需要分析1個(gè)氣門導(dǎo)管的安裝過程即可，簡化后的裝配模型圖如圖3所示。

2.2 網(wǎng)格劃分與邊界條件

網(wǎng)格劃分是建立有限元模型的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，網(wǎng)格劃分質(zhì)量的高低直接影響計(jì)算精度和計(jì)算規(guī)模，網(wǎng)格質(zhì)量太差甚至?xí)o法收斂。評估仿真模型網(wǎng)格質(zhì)量的方法一般有體網(wǎng)格檢查和單個(gè)體網(wǎng)格2種，平均質(zhì)量一般不能低于0.7[6]。

對缸蓋先進(jìn)行整體的1個(gè)六面體主導(dǎo)網(wǎng)格的劃分，由于圓孔處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，故以圓孔為中心，對圓孔周圍進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。由于氣門導(dǎo)管類似于空心圓柱，所以在劃分網(wǎng)格時(shí)，需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)處理，再進(jìn)行六面體主導(dǎo)網(wǎng)格劃分。對缸蓋和氣門導(dǎo)管劃分好的網(wǎng)格進(jìn)行體網(wǎng)格質(zhì)量檢查，評估結(jié)果為0.735 52，說明網(wǎng)格劃分較好，為完成有限元仿真奠定了良好的基礎(chǔ)，劃分完的網(wǎng)格如模型圖4所示。

網(wǎng)格劃分好后需要對氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配體進(jìn)行邊界條件的設(shè)置，對缸蓋的底面施加全約束，對氣門導(dǎo)內(nèi)徑上端施加遠(yuǎn)端位移，軸向和軸向進(jìn)行固定，徑向自由，確定邊界條件的模型如圖5所示。

2.3 有限元分析

本文研究氣門導(dǎo)管與缸蓋分別在過盈量為0.03 mm、0.04 mm和0.05 mm的裝配條件下，得出二者裝配過程中應(yīng)力及位移變化的情況，本文對氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配過程分兩種方法進(jìn)行研究：一是將氣門導(dǎo)管裝配到缸蓋上的整個(gè)過程分為11個(gè)載荷步，分別對每個(gè)載荷步進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到最大應(yīng)力值與最大位移變化量，繪制出裝配過程中應(yīng)力變化曲線和位移變化量曲線，然后對比3個(gè)過盈量下的兩條曲線，得出結(jié)論；二是將氣門導(dǎo)管壓入到缸蓋內(nèi)的整個(gè)運(yùn)動過程分一步進(jìn)行，得出應(yīng)力變化曲線。對比兩種方法下的應(yīng)力變化曲線，得出在兩種方法壓裝過程下的異同以及確定哪種方法更利于壓裝。

方法一，將氣門導(dǎo)管壓入到缸蓋的過程分為壓入38 mm、48 mm、58 mm、…、138 mm等11個(gè)載荷步，經(jīng)過靜力學(xué)有限元分析，得出過盈量分別為0.03 mm、0.04 mm和0.05 mm下的應(yīng)力值和位移變化量的變化曲線，如圖6、圖7所示。

方法二，將氣門導(dǎo)管壓入缸蓋這個(gè)過程設(shè)置為一個(gè)載荷步，將氣門導(dǎo)管壓入缸蓋內(nèi)的距離與方法一所述相同，用ANSYS軟件求解，發(fā)現(xiàn)求得結(jié)果收斂情況良好，收斂曲線如圖8所示(以過盈量0.03 mm為例)，且得出應(yīng)力變化曲線。過盈量為0.03 mm、0.04 mm和0.05 mm的應(yīng)力變化情況如圖9所示。

根據(jù)2種方法下應(yīng)力曲線變化的情況，可以得出結(jié)論：

(1)隨著過盈量的增加，應(yīng)力值和位移變化量也隨之變大。

(2)氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配過程中，二者剛接觸的時(shí)候，應(yīng)力值驟增，之后趨于穩(wěn)定，波動幅度不大。

(3)在過盈量相同條件下，二者的應(yīng)力曲線變化趨勢基本相同，但是方法二得到的應(yīng)力值比方法一得到的應(yīng)力值高出100 MPa左右，可以得出方法一更利于壓裝，所以在實(shí)際生產(chǎn)中應(yīng)該采用分步壓裝的方法。

3 參數(shù)優(yōu)化

為了找到氣門導(dǎo)管與柴油機(jī)缸蓋過盈配合的最佳參數(shù)組合，由于改變氣門導(dǎo)管的外徑相當(dāng)于改變裝配的過盈量，而在本文中由于過盈量為0.04 mm和0.05 mm的應(yīng)力值過大，會導(dǎo)致氣門導(dǎo)管在壓裝過程中發(fā)生較大的變形，所以選擇過盈量為0.03 mm的氣門導(dǎo)管與缸蓋進(jìn)行裝配，并對過盈量為0.03 mm的氣門導(dǎo)管內(nèi)徑進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。

將氣門導(dǎo)管與柴油機(jī)缸蓋導(dǎo)入到ANSYS有限元分析軟件中，得到優(yōu)化前的應(yīng)力最大值為363.77 MPa，氣門導(dǎo)管位移最大變形量為0.023 571 mm，二者云圖如圖10和11所示。

將氣門導(dǎo)管的內(nèi)徑作為優(yōu)化參數(shù)(本次優(yōu)化參數(shù)的數(shù)值為氣門導(dǎo)管內(nèi)徑的半徑尺寸)，將氣門導(dǎo)管和柴油機(jī)缸蓋所受到的等效應(yīng)力和位移變形量作為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。經(jīng)參數(shù)優(yōu)化得出最佳設(shè)計(jì)候選點(diǎn)有3個(gè)，如圖12所示。

在這幾個(gè)最佳候選點(diǎn)中，第3個(gè)候選點(diǎn)較其他2個(gè)候選點(diǎn)的結(jié)果更佳，根據(jù)實(shí)際零件加工要求，將氣門導(dǎo)管內(nèi)徑選為d1=19 mm進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到應(yīng)力最大值為201.66 MPa，氣門導(dǎo)管位移最大變形量為0.011 541 mm，二者云圖如圖13、圖14所示。

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果得出，當(dāng)氣門導(dǎo)管的內(nèi)徑d1=19 mm時(shí)，氣門導(dǎo)管和缸蓋過盈裝配時(shí)最大應(yīng)力值為201.66 MPa，比優(yōu)化前降低45%；最大位移量為0.115 41 mm，比優(yōu)化之前減少51%。將氣門導(dǎo)管進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化后，使應(yīng)力明顯降低。

4 結(jié)語

為了提高船用柴油機(jī)部件在裝配過程中的裝配質(zhì)量，本文采用理論計(jì)算與有限元計(jì)算相結(jié)合的計(jì)算方法對船用柴油機(jī)氣門導(dǎo)管的壓裝過程和結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了計(jì)算與優(yōu)化分析。結(jié)合理論計(jì)算方法完成了氣門導(dǎo)管在裝配過程中的受力分析，并獲得了在不同配合尺寸條件下的壓裝力的合理范圍；采用有限元計(jì)算方法完成了結(jié)構(gòu)尺寸的參數(shù)優(yōu)化，獲得了優(yōu)化的配合尺寸關(guān)系，通過以上工作為該工程問題的解決提供了理論上的支撐。通過具體的研究工作，本文得出如下結(jié)論：

(1)根據(jù)現(xiàn)場安裝的實(shí)際情況及對氣門導(dǎo)管和缸蓋過盈裝配的計(jì)算與有限元分析，建議采用H7/S6的尺寸配合關(guān)系，可以保證軸孔配合的過盈量在0.03～0.05 mm的控制尺寸范圍內(nèi)，滿足聯(lián)接的可靠性和緊密性要求。

(2)通過仿真分析得出的應(yīng)力曲線可以看出，當(dāng)過盈量一定時(shí)，在孔軸剛開始接觸的瞬間，應(yīng)力值較平均值增長了約33 %，而當(dāng)壓裝過程比較穩(wěn)定后，應(yīng)力值的變化幅度保持在平均值左右，因此要控制壓裝開始階段的壓裝速度，以保證壓裝的效果。

(3)在過盈量一定的條件下，通過參數(shù)優(yōu)化得出，氣門導(dǎo)管與缸蓋裝配過程中所受的應(yīng)力值比優(yōu)化之前降低約45%。通過優(yōu)化分析，獲得了在材料、裝配長度等因素不變的情況下，當(dāng)過盈量為0.03 mm時(shí)，氣門導(dǎo)管內(nèi)徑為19 mm時(shí)，氣門導(dǎo)管與缸蓋的裝配所受的應(yīng)力值和位移變化量最小，可作為最優(yōu)的配合尺寸關(guān)系，指導(dǎo)實(shí)際生產(chǎn)裝壓。