龐華廷 李志勇 武振海 劉劍峰

摘要：某柴油機(jī)缸蓋因噴油器安裝空間有限，需要對噴油器壓緊裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)并對結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行仿真分析。首先根據(jù)安裝空間要求合理設(shè)計(jì)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(jìn)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(tǒng)[1]。通過仿真計(jì)算軟件Abaqus進(jìn)行仿真分析。

關(guān)鍵詞：柴油機(jī);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(jī)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(fù)荷。噴油器壓緊裝置需要保證噴油器在交變負(fù)荷的沖擊下與缸蓋之間的密封性。本文根據(jù)某柴油機(jī)缸蓋噴油器安裝空間要求，對噴油器壓板進(jìn)行合理設(shè)計(jì)，通過對噴油器的壓緊力需求確定螺栓的尺寸和等級，進(jìn)而建立噴油器壓緊裝置的有限元模型。通過仿真計(jì)算軟件Abaqus，研究人員進(jìn)行了仿真分析，并對設(shè)計(jì)方案進(jìn)行了確認(rèn)。

1?壓緊裝置設(shè)計(jì)

某柴油機(jī)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(jìn)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)為弧面，在節(jié)省材料的同時(shí)提高壓板強(qiáng)度。

2?螺栓結(jié)構(gòu)及擰緊方法分析

2.1?螺栓壓緊力計(jì)算

為了使噴油器與燃燒室保持密封，需要使用銅質(zhì)密封墊，同時(shí)密封墊表面的壓力名義值應(yīng)在110～140 N/mm2之間。該壓力可以允許燃燒室壓力達(dá)到20 MPa，根據(jù)某柴油機(jī)燃燒爆發(fā)壓力設(shè)計(jì)為18 MPa，因此該密封墊表面壓力名義值滿足設(shè)計(jì)要求。根據(jù)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(jié)構(gòu)尺寸

螺紋連接是發(fā)動機(jī)各部件之間最常用的連接方式，大概占到發(fā)動機(jī)連接的70%[2]。最常見的擰緊方法是“扭矩法”和“扭矩/轉(zhuǎn)角法”，其中“扭矩/轉(zhuǎn)角法”又被稱為“轉(zhuǎn)角法”。“扭矩/轉(zhuǎn)角法”產(chǎn)生的預(yù)緊力比扭矩法更穩(wěn)定[3]。采用“扭矩/轉(zhuǎn)角法”擰緊工藝可以使螺栓的軸向力穩(wěn)定在屈服強(qiáng)度附近。這對處于交變負(fù)荷下的螺栓性能表現(xiàn)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(zhuǎn)角法”。

根據(jù)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(zhuǎn)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(nèi)，即螺栓屈服極限附近的預(yù)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(yīng)力截面積為36.6 mm2，計(jì)算得到的預(yù)緊力為23.4～28.2 kN，基本滿足預(yù)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(jī)油滲出，螺栓和缸蓋罩之間需要通過密封膠套進(jìn)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(shè)計(jì)密封區(qū)。壓緊螺栓桿身設(shè)計(jì)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(jìn)行過渡（圖2）。為了保證螺栓軸向力的穩(wěn)定，同時(shí)考慮到螺栓的可靠性，一般要求螺栓通過扭矩轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)為塑性變形區(qū)。

螺栓的擰緊計(jì)算方法分為2個步驟：（1）通過計(jì)算初始扭矩值，使螺栓達(dá)到30%～50%的屈服強(qiáng)度;（2）通過計(jì)算轉(zhuǎn)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(zhǔn)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(jì)算模型來進(jìn)行計(jì)算，參照對標(biāo)機(jī)型的噴油器壓板，壓板的材料選擇42CrMo合金鋼。在計(jì)算時(shí)，模型只有噴油器壓板，對壓板與噴油器接觸面節(jié)點(diǎn)按照X、Y、Z共3個方向上的平動進(jìn)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(jù)施加的力和變形量計(jì)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(jìn)行磷化處理，磷化層厚度為5～8 μm，本文計(jì)算時(shí)螺栓的摩擦系數(shù)被設(shè)定為0.08～0.12。

通過應(yīng)力試算，對螺栓結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行調(diào)整。在滿足預(yù)緊力和塑性變形的條件下確定了螺栓結(jié)構(gòu)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(yàn)測定預(yù)緊扭矩為12.00～16.00 N·m、轉(zhuǎn)角為110～130°、螺栓的預(yù)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(shè)計(jì)要求。

3?壓緊裝置仿真計(jì)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(jì)算規(guī)模和精度，故對噴油進(jìn)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(jìn)行幾何清理和網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格為二階四面體網(wǎng)格，單元數(shù)量為38.6萬個。后續(xù)將劃分好的網(wǎng)格模型導(dǎo)入Abaqus中進(jìn)行模型搭建，進(jìn)行求解和后處理。

3.2?材料特性參數(shù)

噴油器壓緊裝置有限元計(jì)算模型的各零部件材料和材料特性參數(shù)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(diǎn)和壓緊螺栓旋入缸蓋部分接觸面節(jié)點(diǎn)的X、Y、Z共3個方向平動進(jìn)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(shù)為0.15。在壓緊螺栓上部的中截面上施加最大螺栓預(yù)緊力24.86 kN。

3.4?仿真計(jì)算結(jié)果和分析

通過仿真計(jì)算，噴油器壓板頂面和底面的應(yīng)力分布云圖如圖3所示。從圖3中可以看出，最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在噴油器壓板的底面，最大應(yīng)力值為346 MPa。圖中接觸點(diǎn)區(qū)域的應(yīng)力不做評價(jià)。噴油器壓板材料為42CrMo合金鋼，圖紙要求熱處理抗拉強(qiáng)度最小為900 MPa，最小屈服極限為720 MPa。噴油器壓板最大應(yīng)力值小于材料最小屈服極限，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)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(xiàn)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(jīng)在壓緊螺栓計(jì)算中進(jìn)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(jì)算結(jié)果。

4?結(jié)論

研究人員結(jié)合某柴油機(jī)噴油器安裝空間，將噴油器壓板設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)為弧面，在節(jié)省材料的同時(shí)提高了壓板的強(qiáng)度。

研究人員根據(jù)壓緊螺栓的功能及安裝要求，對壓緊螺栓進(jìn)行全新設(shè)計(jì)，桿身設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)尺寸的調(diào)整，在滿足預(yù)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(yù)緊扭矩為12.00～16.00 N·m，轉(zhuǎn)角為110～130°，螺栓的預(yù)緊力為18.73～24.86 kN，螺栓塑性變形為027%～0.84%，滿足設(shè)計(jì)要求。

通過建立噴油器壓緊裝置的有限元模型進(jìn)行仿真計(jì)算。結(jié)果顯示，噴油器壓板最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在噴油器壓板的底面，最大應(yīng)力值為346 MPa，小于材料最小屈服極限720 MPa，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

設(shè)計(jì)與仿真計(jì)算的結(jié)合，為產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了1種高效的方法。

參考文獻(xiàn)

[1]陳元華. 柴油機(jī)噴油器緊固螺栓及壓板強(qiáng)度分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)與配件， 2019（11）：45.46.

[2]謝立新，曾思智，梁洪. 試驗(yàn)確定發(fā)動機(jī)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(shù)中扭矩法與扭矩/轉(zhuǎn)角法比較與應(yīng)用研究[J]. 柴油機(jī)設(shè)計(jì)與制造， 2005（2）：40.43.