某柴油機噴油器壓緊裝置設計與仿真分析

龐華廷 李志勇 武振海 劉劍峰

摘要：某柴油機缸蓋因噴油器安裝空間有限，需要對噴油器壓緊裝置進行設計并對結構強度進行仿真分析。首先根據安裝空間要求合理設計噴油器壓板，通過對噴油器壓緊力的需求確定螺栓的尺寸和等級，進而建立噴油器壓緊裝置的有限元模型，并將其離散成具有多個自由度的系統[1]。通過仿真計算軟件Abaqus進行仿真分析。

關鍵詞：柴油機;噴油器;壓緊裝置;仿真分析

0?前言

噴油器通過壓緊裝置固定在柴油機缸蓋上，在工作工程中主要承受氣缸因氣體壓縮和爆發(fā)引起的每分鐘上千次的交變負荷。噴油器壓緊裝置需要保證噴油器在交變負荷的沖擊下與缸蓋之間的密封性。本文根據某柴油機缸蓋噴油器安裝空間要求，對噴油器壓板進行合理設計，通過對噴油器的壓緊力需求確定螺栓的尺寸和等級，進而建立噴油器壓緊裝置的有限元模型。通過仿真計算軟件Abaqus，研究人員進行了仿真分析，并對設計方案進行了確認。

1?壓緊裝置設計

某柴油機噴油器上半部分裸露在缸蓋罩外部，噴油器和缸蓋罩之間通過密封膠套進行密封。如圖1所示，研究人員考慮到空間限制及零部件的制造成本，將噴油器壓板設計成1個壓板壓緊2個噴油器，壓板中間安裝壓緊螺栓，壓板的底部設計為弧面，在節(jié)省材料的同時提高壓板強度。

2?螺栓結構及擰緊方法分析

2.1?螺栓壓緊力計算

為了使噴油器與燃燒室保持密封，需要使用銅質密封墊，同時密封墊表面的壓力名義值應在110～140 N/mm2之間。該壓力可以允許燃燒室壓力達到20 MPa，根據某柴油機燃燒爆發(fā)壓力設計為18 MPa，因此該密封墊表面壓力名義值滿足設計要求。根據噴油器密封墊的面積可以估算，為使噴油器與燃燒室保持密封，噴油器的壓緊力需求為9.0～13.5 kN。噴油器壓板需要壓緊2個噴油器，因此壓緊螺栓需要提供180～27.0 kN的壓緊力。

2.2?螺栓等級及結構尺寸

螺紋連接是發(fā)動機各部件之間最常用的連接方式，大概占到發(fā)動機連接的70%[2]。最常見的擰緊方法是“扭矩法”和“扭矩/轉角法”，其中“扭矩/轉角法”又被稱為“轉角法”。“扭矩/轉角法”產生的預緊力比扭矩法更穩(wěn)定[3]。采用“扭矩/轉角法”擰緊工藝可以使螺栓的軸向力穩(wěn)定在屈服強度附近。這對處于交變負荷下的螺栓性能表現尤為重要，因此噴油器壓板的壓緊螺栓的擰緊方法采用“扭矩/轉角法”。

根據上述分析，噴油器壓板的壓緊力需求為18.0～27.0 kN，采用“扭矩/轉角法”的擰緊方法則需要保證螺栓的軸向力在壓緊力需求的范圍內，即螺栓屈服極限附近的預緊力為18.0～27.0 kN。

研究人員通過查表試算，選定8.8級M8X1.25螺栓規(guī)格。8.8級螺栓（公稱直徑小于16 mm）的屈服極限為640～770 MPa，應力截面積為36.6 mm2，計算得到的預緊力為23.4～28.2 kN，基本滿足預緊力的范圍要求。

由于壓緊螺栓裸露在缸蓋罩外部，為了防止機油滲出，螺栓和缸蓋罩之間需要通過密封膠套進行密封，因此壓力螺栓不能使用普通螺栓，需要在壓緊螺栓的桿身部分設計密封區(qū)。壓緊螺栓桿身設計包括螺紋、密封區(qū)、光桿共3部分，3部分通過錐面和圓角進行過渡（圖2）。為了保證螺栓軸向力的穩(wěn)定，同時考慮到螺栓的可靠性，一般要求螺栓通過扭矩轉角法擰緊之后螺栓的塑性變形不超過1%，理想塑性變形范圍為04%～0.6%。螺栓的塑性區(qū)一般為螺紋的未旋入部分，但是該噴油器壓板螺栓受到密封區(qū)影響，螺紋長度有限，不能滿足塑性變形要求。因此，研究人員將光桿（L6）設計為塑性變形區(qū)。

螺栓的擰緊計算方法分為2個步驟：（1）通過計算初始扭矩值，使螺栓達到30%～50%的屈服強度;（2）通過計算轉角值，使螺栓的塑性變形不超過1.0%，以控制在0.4%～0.6%為最優(yōu)。

為了獲得較為準確的夾緊部分剛度，也就是噴油器壓板的剛度，研究人員利用Abaqus軟件建立仿真計算模型來進行計算，參照對標機型的噴油器壓板，壓板的材料選擇42CrMo合金鋼。在計算時，模型只有噴油器壓板，對壓板與噴油器接觸面節(jié)點按照X、Y、Z共3個方向上的平動進行約束，研究人員在壓緊螺栓安裝位置施加1 N的集中力，以獲得壓板沿螺栓軸向的變形量。根據施加的力和變形量計算出噴油器壓板的剛度為1.062×105 N/mm。噴油器壓板螺栓要求進行磷化處理，磷化層厚度為5～8 μm，本文計算時螺栓的摩擦系數被設定為0.08～0.12。

通過應力試算，對螺栓結構尺寸進行調整。在滿足預緊力和塑性變形的條件下確定了螺栓結構的基本尺寸：確定L1為30.00 mm、L4為8.00 mm、L6為3585 mm，d2直徑為10.0 mm、d3直徑為6.5 mm。試驗測定預緊扭矩為12.00～16.00 N·m、轉角為110～130°、螺栓的預緊力為18.73～24.86 kN、螺栓塑性變形量為0.27%～0.84%，螺栓頭部接觸壓力為234 MPa，滿足了設計要求。

3?壓緊裝置仿真計算

3.1?有限元模型

本文建立的噴油器壓緊裝置模型包括噴油器、噴油器壓板、壓緊螺栓和墊片。由于噴油器被壓緊的接觸部分是上部，考慮到仿真計算規(guī)模和精度，故對噴油進行了簡化，有限元模型只選取噴油器的上部。各零部件模型利用Hypermesh軟件進行幾何清理和網格劃分，網格為二階四面體網格，單元數量為38.6萬個。后續(xù)將劃分好的網格模型導入Abaqus中進行模型搭建，進行求解和后處理。

3.2?材料特性參數

噴油器壓緊裝置有限元計算模型的各零部件材料和材料特性參數如表1所示。

3.3?邊界條件

研究人員對噴油器模型下端面節(jié)點和壓緊螺栓旋入缸蓋部分接觸面節(jié)點的X、Y、Z共3個方向平動進行約束。在噴油器壓板和噴油器之間、壓緊螺栓和墊片之間、墊片和噴油器壓板之間采用面接觸，有限滑移的摩擦系數為0.15。在壓緊螺栓上部的中截面上施加最大螺栓預緊力24.86 kN。

3.4?仿真計算結果和分析

通過仿真計算，噴油器壓板頂面和底面的應力分布云圖如圖3所示。從圖3中可以看出，最大應力位置出現在噴油器壓板的底面，最大應力值為346 MPa。圖中接觸點區(qū)域的應力不做評價。噴油器壓板材料為42CrMo合金鋼，圖紙要求熱處理抗拉強度最小為900 MPa，最小屈服極限為720 MPa。噴油器壓板最大應力值小于材料最小屈服極限，滿足強度設計要求。噴油器壓板變形云圖如圖4所示。圖4中的變形放大了50倍。從圖4可知，噴油器壓板最大變形出現在壓緊螺栓安裝位置，最大變形值為0.266 7 mm。噴油器壓板的剛度已經在壓緊螺栓計算中進行了考慮，噴油器壓板變形量不影響壓緊螺栓塑性變形的計算結果。

4?結論

研究人員結合某柴油機噴油器安裝空間，將噴油器壓板設計成1個壓板以壓緊2個噴油器，并在壓板中間安裝壓緊螺栓，將壓板的底部設計為弧面，在節(jié)省材料的同時提高了壓板的強度。

研究人員根據壓緊螺栓的功能及安裝要求，對壓緊螺栓進行全新設計，桿身設計包括螺紋、密封區(qū)、光桿共3部分，桿身部分之間通過錐面和圓角過渡。通過試算和螺栓結構尺寸的調整，在滿足預緊力和塑性變形的條件下確定了螺栓的基本尺寸和擰緊方法。預緊扭矩為12.00～16.00 N·m，轉角為110～130°，螺栓的預緊力為18.73～24.86 kN，螺栓塑性變形為027%～0.84%，滿足設計要求。

通過建立噴油器壓緊裝置的有限元模型進行仿真計算。結果顯示，噴油器壓板最大應力位置出現在噴油器壓板的底面，最大應力值為346 MPa，小于材料最小屈服極限720 MPa，滿足強度設計要求。

設計與仿真計算的結合，為產品結構設計和改進提供了1種高效的方法。

參考文獻

[1]陳元華. 柴油機噴油器緊固螺栓及壓板強度分析[J]. 內燃機與配件， 2019（11）：45.46.

[2]謝立新，曾思智，梁洪. 試驗確定發(fā)動機連桿螺栓合理扭矩[J]. 硅谷， 2011（3）：153.

[3]朱正德，林湖. 基于螺栓裝配技術中扭矩法與扭矩/轉角法比較與應用研究[J]. 柴油機設計與制造， 2005（2）：40.43.