柴油機氣缸墊緊固螺栓預緊力的調整

陳友偉

(遼寧鐵道職業技術學院，遼寧 錦州 121000)*

0 引言

為提高柴油機氣缸的密封性能，較為容易實現的方法是加大氣缸蓋螺栓的預緊力［1-3］.但加大螺栓預緊力必須要考慮給柴油機氣缸蓋及氣缸墊帶來的強度問題［4］.現在企業比較常用的是通過放置壓力感應紙來檢測氣缸墊的表面受力和柴油機密封性能［5］.在按照企業設定的標準螺栓預緊力進行試驗后，掃描試驗所用壓力感應紙上得到的圖像，利用計算機對圖像進行分析，從而判斷柴油機氣缸密封性能是否良好.這種方法雖然簡單經濟，但無法模擬柴油機啟動后的實際工作環境，無法檢測柴油機氣缸墊在不同工況下的變形和受力，無法判斷柴油機的密封性能.科研院所近年運用CAD/CAE等現代技術手段和分析方法對柴油機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，利用模態分析方法開展模擬研究，通過分析柴油機氣缸墊的形變和受力，多次調整氣缸螺栓預緊力，最終確定最佳的螺栓預緊力以提高柴油機密封性能.

1 物理模型的建立

1.1 建立幾何模型

使用SolidWorks軟件建立數值研究的幾何模型.由于缸體和缸蓋對氣缸墊的影響無法用約束準確表達，所以在建立幾何模型時，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，如果全面表現氣缸體和氣缸蓋復雜結構表面中的過小倒角，會在后續網格劃分時，引起模型網格的畸變，影響計算精度，因而在建模中，省略對過小倒角的刻畫.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 設定接觸類型和材料屬性

對裝配體模型的接觸對類型和各個零件的材料屬性分別進行定義，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 劃分網格

在對計算模型進行網格劃分時，首先選用四面體單元Solid187進行計算區域網格的劃分.為保證計算的精度，在局部細節處進行網格的細化.在氣缸墊上下板和調整板間、氣缸墊與氣缸蓋、氣缸墊與氣缸體加上接觸控制尺寸，在接觸面上產生大小一致的網格，保證接觸部分網格質量.劃分后，網格單元總數約16萬，節點總數約30萬，裝配體和氣缸墊網格如圖2所示.

圖2 模型網格示意圖

1.4 設定邊界條件

發動機裝配體模態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)接觸邊界對于由氣缸蓋、氣缸墊、氣缸體組成的結構，在氣缸蓋螺栓的作用下，裝配體接觸面上有接觸效應.在計算時系統會根據接觸面間的接觸邊界條件自動進行接觸力的傳遞，從而完成接觸邊界模擬.

(3)載荷邊界設定發動機各個接觸之間均勻，因而預緊力在接觸面上平均分布.在設定緊固螺栓的預緊力邊界條件時，將扭矩換算成作用力施加到螺栓上.

緊固螺栓設定為10.9級M10.螺栓的擰緊力矩(67±2)N·m.緊固螺栓預緊力根據以下公式計算:

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

2 模態分析理論

在模態分析中，根據達朗貝爾原理，結構動力學方程為:

上式中［M］為質量矩陣;{ü}為節點加速度向量;［C］為阻尼矩陣;{ù}為節點速度向量;［K］為剛度矩陣;{u}為節點位移向量;{Fp}為節點等效載荷矩陣.

發動機多為金屬材料，阻尼很小，對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，方程為:

上式中ωi為固有圓周頻率，φi為振型.

預應力條件下的模態分析，方程的系數發生變化，計算中需先進行線性的靜態分析，再進行預應力條件下的模態分析.先對方程［K］{x0}={F}迭代求解，再基于靜態分析的應力狀態引入應力硬化矩陣［S］.從而將自由模態時的方程更改為預應力條件下模態分析方程:

3 調整計算過程

3.1 調整螺栓預緊力

步驟一:對全部螺栓施加36.022 kN螺栓預緊力.運用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力云圖可知氣缸墊兩端和螺栓孔附近的應力比較大，且氣缸墊左側部分受力大于右側部分的受力，這是由氣缸體和氣缸墊的左右結構差異引起的.

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

步驟三:對氣缸墊兩側中間的四個螺栓進行預緊力調整，將柴油機氣缸墊中間四個螺栓的螺栓預緊力從33 kN逐漸增加到38.7 kN，氣缸墊右上和右下的兩個螺栓預緊力均調整為34 kN，左上螺栓預緊力調整為36 kN，左下螺栓預緊力調整為35 kN.氣缸墊正中間兩個螺栓按給定的36.022 kN施加螺栓預緊力.分析計算結果，當氣缸螺栓預緊力增大到某一值后，氣缸墊位移和應力不再發生變化，從而將氣缸墊兩側中間四個螺栓的螺栓預緊力均調整為35 kN.右上和右下的兩個螺栓預緊力均調整為34 kN，左上螺栓預緊力調整為36 kN，左下螺栓預緊力調整為35 kN.

步驟四:對氣缸墊正中間的兩個螺栓進行預緊力調整，將柴油機氣缸墊正中間兩個螺栓的螺栓預緊力從33 kN逐漸增加到38.7 kN，氣缸墊兩側中間四個螺栓的螺栓預緊力均調整為35 kN.右上和右下的兩個螺栓預緊力均調整為34 kN，左上螺栓預緊力調整為36 kN，左下螺栓預緊力調整為35 kN.通過分析計算，當調整螺栓預緊力到一定數值時，氣缸墊應力和位移穩定，根據計算結果將氣缸墊正中間兩個螺栓的螺栓預緊力均調整為33 kN.

步驟五:通過上面四個步驟的分析，對柴油機氣缸墊進行全面調整，經過調整后氣缸螺栓預緊力如表3所示.四次調整后氣缸墊的位移和應力情況如圖3所示.

表3 調整前后螺栓預緊力比較 kN

圖3 四次調整后氣缸墊的位移及應力云圖

3.2 螺栓預緊力瞬態測試

通過多次調整，最后確定柴油機氣缸螺栓預緊力值，使氣缸墊的受力均勻.使用求得的預緊力，對柴油機進行一次瞬態力分析，測試最終確定的螺栓預緊力的能否達到氣缸密封性能和氣缸強度的要求.瞬態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

瞬態分析后的發動機氣缸墊應力云圖、形變云圖、接觸應力云圖如圖5所示.分析計算結果可知，改變了預緊力后，氣缸墊受力更為均勻.調整后，缸墊內圈的應力值為200～300 MPa，外圈應力值400～500 MPa，接觸應力約幾十兆帕，該壓力可隔斷燃燒室和水腔壓力，同時也減少了結構中畸點的出現，對結構起到了保護的作用，避免局部結構受力過大而毀壞.

圖5 氣缸墊云圖分析

4 結論

借助CAE現代分析方法和手段，通過分析應力、應變和位移云圖，觀察在施加不同的螺栓預緊力時氣缸墊的變化情況.多次調整螺栓預緊力，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緊力值，確定各螺栓的螺栓預緊力.最后對整個柴油機進行瞬態分析，通過施加氣缸爆發壓力，檢測氣缸墊的受力和變形，依此進行分析和判斷施加的螺栓預緊力在柴油機工作中所產生的對氣缸墊的壓緊力能否滿足柴油機的油壓、水壓等工作要求.最終確定了柴油機氣缸各螺栓的預緊力.

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