船用柴油機氣門導管與缸蓋壓裝過程的研究與優化

劉冬偉 鮑君華 何衛東

(大連交通大學機械工程學院, 遼寧 大連 116028)

動力主機是船舶動力系統中最重要的組成部分，大多以柴油機為主，柴油機性能的好壞又取決于各部件的裝配質量，而組成柴油機的主要零部件的裝配精度對整個柴油機的裝配質量又有著關鍵的影響。缸蓋結構作為一個部件主要包括進、排氣門座，氣門導管孔，噴油器護套孔等，其中氣門導管與缸蓋之間通常采用過盈配合的聯接方式，氣門導管與缸蓋的裝配是一道承上啟下的關鍵工序，裝配的好壞對柴油機整機工作性能有著直接的影響。為了解決氣門導管壓裝不合格的問題，王天豐等人對氣門導管壓裝過程中產生的缺陷和不合格的原因進行了分析，并對氣門導管壓裝不合格的問題提出了解決措施[1]。壓裝力是導管壓裝工序中的重要監控參數，在壓裝過程中，若有異常情況發生，壓裝力都會出現過大或過小的現象。為了監控壓裝力，國內許多企業開始運用全自動伺服電機進行導管壓裝，可以實時監控壓裝過程中的壓裝-位移曲線[2]。熊強強等人對導管壓裝過程及壓裝力影響因素進行探析，通過實驗研究了導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，實驗結果表明，過盈量和裝前涂潤滑油是影響導管壓裝力的主要因素，而壓裝速度對導管的影響并不明顯[3]。氣門導管與缸蓋類似于軸孔過盈配合，過盈配合接觸面應力分布復雜且邊緣易出現應力集中，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域的最高等效應力區，會受到邊緣效應的影響等結論[4]。王勝曼等人針對軸孔過盈配合結面上應力分布問題，利用UGNX有限元仿真軟件，基于彈性力學理論基礎，從軸孔過盈量等4個維度對接觸應力分布進行了有限元分析，得出結合應力大小與過盈量、徑向尺寸以及材料特性有關，而與軸孔配合長度無關的結論[5]。

本文在前人研究方法的基礎上結合實際裝配情況，對某型船用柴油機中的氣門導管與缸蓋在不同的過盈量條件下的裝配過程進行有限元分析與優化，得出壓裝力的變化情況。結合SolidWorks三維軟件對氣門導管與缸蓋進行建模；采用ANSYS軟件對氣門導管與缸蓋進行靜力學分析，獲得了氣門導管與缸蓋裝配過程中的受力情況；運用ANSYS軟件中的參數優化模塊，對氣門導管的內徑尺寸進行優化，為實際工程的生產提供了理論基礎。設計的氣門導管與缸蓋裝配體結構如圖1所示，該裝配體主要由4個氣門導管和缸蓋組成。

1 過盈配合壓裝力的計算

表1 4種過盈配合的過盈量

氣門導管與缸蓋的過盈配合根據現場安裝的實際情況，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。首先依據國標GB/T 5371-2004對氣門導管與缸蓋過盈配合過程中的結合壓強和壓裝力進行計算。

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

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

結合壓強計算公式如式(1)所示：

(1)

壓裝力計算公式如式(2)所示：

(2)

表2 結合壓力與軸向力結果

經計算可以得出計算所得的壓裝力符合實際生產中所需的壓裝力，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

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

2.2 網格劃分與邊界條件

網格劃分是建立有限元模型的一個重要環節，網格劃分質量的高低直接影響計算精度和計算規模，網格質量太差甚至會無法收斂。評估仿真模型網格質量的方法一般有體網格檢查和單個體網格2種，平均質量一般不能低于0.7[6]。

對缸蓋先進行整體的1個六面體主導網格的劃分，由于圓孔處存在應力集中現象，故以圓孔為中心，對圓孔周圍進行網格細化。由于氣門導管類似于空心圓柱，所以在劃分網格時，需要進行結構處理，再進行六面體主導網格劃分。對缸蓋和氣門導管劃分好的網格進行體網格質量檢查，評估結果為0.735 52，說明網格劃分較好，為完成有限元仿真奠定了良好的基礎，劃分完的網格如模型圖4所示。

網格劃分好后需要對氣門導管與缸蓋裝配體進行邊界條件的設置，對缸蓋的底面施加全約束，對氣門導內徑上端施加遠端位移，軸向和軸向進行固定，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力及位移變化的情況，本文對氣門導管與缸蓋裝配過程分兩種方法進行研究：一是將氣門導管裝配到缸蓋上的整個過程分為11個載荷步，分別對每個載荷步進行靜力學分析，得到最大應力值與最大位移變化量，繪制出裝配過程中應力變化曲線和位移變化量曲線，然后對比3個過盈量下的兩條曲線，得出結論；二是將氣門導管壓入到缸蓋內的整個運動過程分一步進行，得出應力變化曲線。對比兩種方法下的應力變化曲線，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，將氣門導管壓入到缸蓋的過程分為壓入38 mm、48 mm、58 mm、…、138 mm等11個載荷步，經過靜力學有限元分析，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，將氣門導管壓入缸蓋這個過程設置為一個載荷步，將氣門導管壓入缸蓋內的距離與方法一所述相同，用ANSYS軟件求解，發現求得結果收斂情況良好，收斂曲線如圖8所示(以過盈量0.03 mm為例)，且得出應力變化曲線。過盈量為0.03 mm、0.04 mm和0.05 mm的應力變化情況如圖9所示。

根據2種方法下應力曲線變化的情況，可以得出結論：

(1)隨著過盈量的增加，應力值和位移變化量也隨之變大。

(2)氣門導管與缸蓋裝配過程中，二者剛接觸的時候，應力值驟增，之后趨于穩定，波動幅度不大。

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

3 參數優化

為了找到氣門導管與柴油機缸蓋過盈配合的最佳參數組合，由于改變氣門導管的外徑相當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的應力值過大，會導致氣門導管在壓裝過程中發生較大的變形，所以選擇過盈量為0.03 mm的氣門導管與缸蓋進行裝配，并對過盈量為0.03 mm的氣門導管內徑進行參數優化。

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

將氣門導管的內徑作為優化參數(本次優化參數的數值為氣門導管內徑的半徑尺寸)，將氣門導管和柴油機缸蓋所受到的等效應力和位移變形量作為優化目標進行參數優化。經參數優化得出最佳設計候選點有3個，如圖12所示。

在這幾個最佳候選點中，第3個候選點較其他2個候選點的結果更佳，根據實際零件加工要求，將氣門導管內徑選為d1=19 mm進行靜力學分析，得到應力最大值為201.66 MPa，氣門導管位移最大變形量為0.011 541 mm，二者云圖如圖13、圖14所示。

根據優化結果得出，當氣門導管的內徑d1=19 mm時，氣門導管和缸蓋過盈裝配時最大應力值為201.66 MPa，比優化前降低45%；最大位移量為0.115 41 mm，比優化之前減少51%。將氣門導管進行參數優化后，使應力明顯降低。

4 結語

為了提高船用柴油機部件在裝配過程中的裝配質量，本文采用理論計算與有限元計算相結合的計算方法對船用柴油機氣門導管的壓裝過程和結構尺寸進行了計算與優化分析。結合理論計算方法完成了氣門導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；采用有限元計算方法完成了結構尺寸的參數優化，獲得了優化的配合尺寸關系，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，本文得出如下結論：

(1)根據現場安裝的實際情況及對氣門導管和缸蓋過盈裝配的計算與有限元分析，建議采用H7/S6的尺寸配合關系，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，滿足聯接的可靠性和緊密性要求。

(2)通過仿真分析得出的應力曲線可以看出，當過盈量一定時，在孔軸剛開始接觸的瞬間，應力值較平均值增長了約33 %，而當壓裝過程比較穩定后，應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，通過參數優化得出，氣門導管與缸蓋裝配過程中所受的應力值比優化之前降低約45%。通過優化分析，獲得了在材料、裝配長度等因素不變的情況下，當過盈量為0.03 mm時，氣門導管內徑為19 mm時，氣門導管與缸蓋的裝配所受的應力值和位移變化量最小，可作為最優的配合尺寸關系，指導實際生產裝壓。