邢 輝, 張文春, 武占華, 段樹(shù)林

(大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院, 遼寧 大連 116026)

XING Hui, ZHANG Wenchun, WU Zhanhua, DUAN Shulin

大型船用柴油機(jī)缸蓋螺栓預(yù)緊過(guò)程模擬

邢 輝, 張文春, 武占華, 段樹(shù)林

(大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院, 遼寧 大連 116026)

為考察船用柴油機(jī)缸蓋螺栓預(yù)緊過(guò)程對(duì)缸蓋墊片密封性的影響，采用擴(kuò)展拉格朗日算法對(duì)船用柴油機(jī)燃燒室部件進(jìn)行非線性接觸分析。以某大型船用柴油機(jī)燃燒室部件為研究對(duì)象，考慮缸蓋墊片的彈塑性變形特性、缸蓋螺栓的預(yù)緊及各部件間的接觸非線性，建立燃燒室部件的有限元分析模型，計(jì)算3種不同預(yù)緊方案下缸蓋螺栓預(yù)緊力隨載荷步的變化情況，并針對(duì)工程實(shí)踐中常用的預(yù)緊方案進(jìn)行預(yù)緊工況下缸蓋墊片的非線性有限元分析。分析結(jié)果表明：不同組螺栓不同階段的預(yù)緊會(huì)對(duì)其他螺栓的預(yù)緊力產(chǎn)生影響，后預(yù)緊的缸蓋螺栓會(huì)使已預(yù)緊缸蓋螺栓中的預(yù)緊力有一定程度的減?。灰蚋咨w發(fā)生彎曲變形，缸蓋墊片受力在徑向上分布不均勻，墊片外邊緣起主要的密封作用并發(fā)生一定程度的塑性變形。該研究方法可為多螺栓連接結(jié)構(gòu)螺栓預(yù)緊方案的選擇提供參考。

船舶工程； 船用柴油機(jī)； 缸蓋螺栓； 接觸； 預(yù)緊過(guò)程； 有限元分析

XINGHui,ZHANGWenchun,WUZhanhua,DUANShulin

Abstract: The influence of the preloading of cylinder cover bolts to the sealing performance of the cylinder gasket of a marine diesel engine is investigated with the augmented Lagrangian algorithm, conducting nonlinear contact analysis of the combustion chamber components. The finite element analysis model of combustion chamber components is built, factoring in the plastic deformation characteristics of the cylinder gasket, the pretension of the cylinder bolts and nonlinear contact between combustion chamber components. For three different bolt-tightening schemes the preloading change of cylinder bolts with the tightening procedure is calculated. The nonlinear finite element analysis of the cylinder gasket is performed for the common bolt-tightening processes. The study reveals that tightening a bolt may reduce the preload of other bolts tightened previously, to some extent which causes uneven radial stress distribution of cylinder gasket due to the bending deformation of cylinder cover. The slight plastic deformation, existing at the outer edge of the cylinder gasket guarantees the gas tightness.

Keywords: ship engineering; marine diesel engine; cylinder cover bolt; contact; preloading; finite element analysis

柴油機(jī)是一種高功率密度的熱能動(dòng)力機(jī)械，在運(yùn)行過(guò)程中對(duì)燃燒室部件的可靠性和耐久性具有較高的要求。以往對(duì)燃燒室部件的研究[1-2]往往忽略各部件間的裝配關(guān)系，且對(duì)存在預(yù)緊力及非線性接觸特征的部件(如缸蓋螺栓和墊片等)的研究較少。近年來(lái)，相關(guān)學(xué)者[3-5]開(kāi)展了考慮非線性接觸因素的氣缸密封性能的研究，已取得一些成果。但是，燃燒室各部件在預(yù)緊和工作過(guò)程中因螺栓預(yù)緊過(guò)程不同而在相互接觸和受力方面存在著較大的不確定性，按單個(gè)部件的簡(jiǎn)化模型或恒定的接觸和受力關(guān)系開(kāi)展仿真研究必然會(huì)影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性[6]，因此必須考慮各部件間的相互作用，并將其看作一個(gè)系統(tǒng)來(lái)分析。一些學(xué)者[7-9]通過(guò)試驗(yàn)或有限元分析的方法研究螺栓預(yù)緊力在預(yù)緊過(guò)程中的變化情況，得出各螺栓之間的彈性相互作用對(duì)預(yù)緊力的影響規(guī)律。這里以某大型二沖程船用柴油機(jī)為研究對(duì)象，建立氣缸蓋、缸蓋螺栓、缸蓋墊片和氣缸套的三維實(shí)體有限元模型，計(jì)及這些部件間的接觸關(guān)系及缸蓋螺栓預(yù)緊力，并考慮螺栓的預(yù)緊過(guò)程，計(jì)算螺栓預(yù)緊力與墊片應(yīng)力在螺栓預(yù)緊過(guò)程中的變化關(guān)系，對(duì)缸蓋墊片在預(yù)緊工況下的受力狀況進(jìn)行分析，為燃燒室部件的可靠性計(jì)算、強(qiáng)度校核和缸蓋螺栓預(yù)緊工藝的確定提供有效的解決方法。

1 有限元模型與邊界條件

應(yīng)用Creo2.0分別建立氣缸蓋、缸蓋墊片、缸蓋螺栓和氣缸套的三維實(shí)體模型，并按實(shí)際裝配要求對(duì)這些部件進(jìn)行組裝。這里主要考察缸蓋螺栓和缸蓋墊片的受力情況；同時(shí)，為控制非線性接觸計(jì)算的規(guī)模并確保其收斂性，忽略氣缸蓋上安裝的排氣閥、噴油器、示功閥、氣缸起動(dòng)閥及內(nèi)部冷卻水通道和各種小孔。缸套凸肩坐落在氣缸體上，凸肩以下的缸套部分不受力，在凸肩處截?cái)?。氣缸蓋、缸蓋墊片、缸蓋螺栓和氣缸套的三維實(shí)體模型均采用高階六面體單元Solid 95離散，對(duì)氣缸蓋、氣缸套與墊片接觸的區(qū)域進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化并確保接觸單元一一對(duì)應(yīng)；缸蓋螺栓上端螺母與缸蓋頂面之間、缸蓋底面與缸蓋墊片上表面之間及缸蓋墊片下表面與氣缸套頂面之間通過(guò)TARGE 170 和CONTA 174單元定義接觸。缸蓋螺栓與螺母之間及缸蓋螺栓與氣缸體螺紋孔之間忽略螺紋接觸；缸蓋螺栓與缸蓋螺栓孔依據(jù)設(shè)計(jì)尺寸存在間隙。在ANSYS 中選用PRETS 179單元實(shí)現(xiàn)螺栓預(yù)緊載荷的施加。有限元模型共劃分為291 916個(gè)單元、1 271 080個(gè)節(jié)點(diǎn)，有限元分析模型見(jiàn)圖1。

圖1 有限元分析模型

用于結(jié)構(gòu)分析的各部件材料的特性見(jiàn)表1，其中：缸蓋墊片考慮塑性變形，并簡(jiǎn)化為雙線性材料，屈服強(qiáng)度取235 MPa，切線模量取6 100 MPa；其余部件僅考慮彈性變形。

表1 用于結(jié)構(gòu)分析的各部件材料的特性

由于氣缸套凸肩坐落在氣缸體上，8只缸蓋螺栓擰入氣缸體內(nèi)，因此在氣缸套凸肩區(qū)域和缸蓋螺栓底部施加全位移約束。燃燒室各部件在缸蓋螺栓預(yù)緊力的作用下相互接觸，需通過(guò)定義接觸關(guān)系來(lái)模擬真實(shí)的工作過(guò)程。將各部件定義為可變形接觸體，對(duì)8只缸蓋螺栓的螺母與氣缸蓋之間、氣缸蓋與缸蓋墊片之間及缸蓋墊片與氣缸套頂面之間可能發(fā)生接觸的區(qū)域定義為面-面接觸。在對(duì)非線性實(shí)體面-面接觸進(jìn)行分析時(shí)，采用擴(kuò)展拉格朗日算法來(lái)協(xié)調(diào)2個(gè)接觸面的幾何和力學(xué)關(guān)系。[10]

2 缸蓋螺栓預(yù)緊過(guò)程模擬

燃燒室密封性的強(qiáng)弱很大程度上取決于缸蓋墊片的工作狀態(tài)，而缸蓋墊片上作用力的分布又與缸蓋螺栓的預(yù)緊過(guò)程有關(guān)。為確保缸蓋螺栓及缸蓋墊片受力均勻，一般分2個(gè)階段進(jìn)行預(yù)緊：第1階段施加500 kN的預(yù)緊力；第2階段施加810 kN的預(yù)緊力。但在實(shí)際的生產(chǎn)實(shí)踐中，缸蓋螺栓的預(yù)緊方法存在較大差異，根據(jù)所配備的液壓拉伸器的數(shù)量，可能存在對(duì)稱2只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊、對(duì)稱4只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊和全部8只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊等情況。分步預(yù)緊可能導(dǎo)致最后的缸蓋螺栓和缸蓋墊片受力不均勻。下面根據(jù)所建立的有限元模型進(jìn)行缸蓋螺栓的載荷分析。

2.1對(duì)稱2只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊

2.1.1預(yù)緊方案

圖2為螺栓預(yù)緊方案示意，將8只缸蓋螺栓分為4組，使用2只液壓拉伸器，每次對(duì)稱的2只缸蓋螺栓交替預(yù)緊，設(shè)定的預(yù)緊順序?yàn)锽1，B5→B3，B7→B2，B6→B4，B8。預(yù)緊過(guò)程分以下2個(gè)階段完成。

(1) 第1階段包括1～6載荷步(LS)，依次將4組缸蓋螺栓的預(yù)緊力從0增加到500 kN；LS1初始裝配結(jié)構(gòu)，施加0.1%的預(yù)緊力；LS2給缸蓋螺栓B1和B5施加500 kN的預(yù)緊力；LS3將缸蓋螺栓B1和B5鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B3和B7施加500 kN的預(yù)緊力；LS4將缸蓋螺栓B3和B7鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B2和B6施加500 kN的預(yù)緊力；LS5將缸蓋螺栓B2和B6鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B4和B8施加500 kN的預(yù)緊力；LS6將缸蓋螺栓B4和B8鎖定。

圖2 螺栓預(yù)緊方案示意

(2) 第2階段包括7～11載荷步，依次將4組缸蓋螺栓預(yù)緊力從500 kN增加到810 kN；LS7給缸蓋螺栓B1和B5施加810 kN的預(yù)緊力；LS8將缸蓋螺栓B1和B5鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B3和B7施加810 kN的預(yù)緊力；LS9將缸蓋螺栓B3和B7鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B2和B6施加810 kN的預(yù)緊力；LS10將缸蓋螺栓B2和B6鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B4和B8施加810 kN的預(yù)緊力；LS11將缸蓋螺栓B4和B8鎖定。

2.1.2計(jì)算結(jié)果

根據(jù)11個(gè)載荷步的缸蓋螺栓預(yù)緊力變化的有限元分析結(jié)果，得到各組缸蓋螺栓的預(yù)緊力隨載荷步的變化情況(見(jiàn)圖3)。

圖3 各組缸蓋螺栓的預(yù)緊力隨載荷步的變化情況

由圖3可知，預(yù)緊過(guò)程結(jié)束后，8只缸蓋螺栓(B1～B8)的預(yù)緊力分別為774 kN，802 kN，783 kN，810 kN，774 kN，802 kN，783 kN和810 kN。由此可看出，在進(jìn)行多螺栓分階段預(yù)緊時(shí)，后預(yù)緊的缸蓋螺栓會(huì)對(duì)前面已預(yù)緊的缸蓋螺栓中的預(yù)緊力產(chǎn)生影響，使其出現(xiàn)一定程度的減小。缸蓋螺栓B1和B5的預(yù)緊力比B4和B8的小36 kN，即在工作狀態(tài)下，其實(shí)際預(yù)緊力小于設(shè)計(jì)預(yù)緊力。

2.2對(duì)稱4只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊

2.2.1預(yù)緊方案

在圖2中，將8只缸蓋螺栓分為2組，使用4只液壓拉伸器，每次對(duì)稱的4只缸蓋螺栓交替預(yù)緊，設(shè)定的預(yù)緊順序?yàn)锽1，B3，B5，B7→B2，B4，B6，B8。預(yù)緊過(guò)程分以下2個(gè)階段完成。

(1)第1階段包括1～4載荷步，依次將2組缸蓋螺栓預(yù)緊力從0增加到500 kN；LS1初始裝配結(jié)構(gòu)，施加0.1%的預(yù)緊力；LS2給缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7施加500 kN的預(yù)緊力；LS3將缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B2，B4，B6和B8施加500 kN的預(yù)緊力；LS4將缸蓋螺栓B2，B4，B6和B8鎖定。

(2) 第2階段包括5～7載荷步，依次將2組缸蓋螺栓預(yù)緊力從500 kN增加到810 kN；LS5給缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7施加810 kN的預(yù)緊力；LS6將缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7鎖定，同時(shí)給缸蓋螺栓B2，B4，B6和B8施加810 kN的預(yù)緊力；LS7將缸蓋螺栓B2，B4，B6和B8鎖定。

2.2.2計(jì)算結(jié)果

根據(jù)7個(gè)載荷步的缸蓋螺栓預(yù)緊力變化的有限元分析結(jié)果，得到各組缸蓋螺栓的預(yù)緊力隨載荷步的變化情況(見(jiàn)圖4)。

圖4 各組缸蓋螺栓的預(yù)緊力隨載荷步的變化情況

由圖4可知，預(yù)緊過(guò)程結(jié)束后，缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7的預(yù)緊力為783 kN；B2，B4，B6和B8的預(yù)緊力為810 kN。缸蓋螺栓B1，B3，B5和B7的預(yù)緊力比B2，B4，B6和B8的預(yù)緊力小27 kN。

2.3全部8只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊

在圖2中，使用8只液壓拉伸器，將8只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊。預(yù)緊過(guò)程分2個(gè)階段完成，根據(jù)5個(gè)載荷步的缸蓋螺栓預(yù)緊力變化的有限元分析結(jié)果，得到8只缸蓋螺栓預(yù)緊結(jié)束后的預(yù)緊力均為810 kN。

3 結(jié)果分析

3.1預(yù)緊方案對(duì)比分析

通過(guò)對(duì)比以上3種預(yù)緊方案發(fā)現(xiàn)：采用2只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊方案或4只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊方案時(shí)，后預(yù)緊的缸蓋螺栓會(huì)使已預(yù)緊缸蓋螺栓中的預(yù)緊力出現(xiàn)一定程度的減小，但預(yù)緊結(jié)束后2種方案各缸蓋螺栓的預(yù)緊力比較接近，使用4只液壓拉升器并沒(méi)有明顯改善各缸蓋螺栓預(yù)緊不均勻的狀況，只有采用8只缸蓋螺栓同時(shí)預(yù)緊的方案才能得到比較均勻的螺栓預(yù)緊力。因此，配備2只液壓拉伸器可滿足使用要求并能節(jié)省備件成本，但配備4只液壓拉伸器可節(jié)省燃燒室部件拆裝檢修的時(shí)間；比較理想的方案是配備缸蓋螺栓對(duì)應(yīng)數(shù)目的液壓拉伸器，這樣既可改善缸蓋螺栓受力的均勻性，又能明顯縮短設(shè)備拆裝檢修的時(shí)間，但備件成本較高。根據(jù)前述計(jì)算，對(duì)于配備2只或4只液壓拉伸器的情況，缸蓋螺栓分2個(gè)階段預(yù)緊之后應(yīng)按說(shuō)明書(shū)規(guī)定的預(yù)緊力對(duì)所有缸蓋螺栓重新預(yù)緊一遍，以確保缸蓋螺栓和缸蓋墊片受力的均勻性，這在工程實(shí)踐中往往會(huì)被忽略。

3.2缸蓋墊片受力分析

大型船用柴油機(jī)一般配備2只缸蓋螺栓液壓拉伸器專用工具，因此下面針對(duì)“2.1”節(jié)的預(yù)緊方案對(duì)缸蓋墊片預(yù)緊工況下的受力狀況進(jìn)行分析，以考察其變形和密封情況。

預(yù)緊過(guò)程中，根據(jù)11個(gè)載荷步的缸蓋螺栓預(yù)緊力變化的有限元分析結(jié)果，得到缸蓋墊片的等效應(yīng)力隨載荷步的變化情況(見(jiàn)圖5和圖6)。

圖5 缸蓋墊片最大等效應(yīng)力隨載荷步的變化情況

圖6 缸蓋墊片最小等效應(yīng)力隨載荷步的變化情況

預(yù)緊過(guò)程結(jié)束后，缸蓋墊片等效應(yīng)力在徑向方向上差別較大，在靠近內(nèi)邊緣處出現(xiàn)的最小應(yīng)力為52.7 MPa，外邊緣處出現(xiàn)的最大應(yīng)力為261.8 MPa。缸蓋墊片最大等效應(yīng)力已超過(guò)Q235材料的屈服極限，外邊緣處發(fā)生塑性變形。由此可見(jiàn)，在缸蓋螺栓預(yù)緊力的作用下，缸蓋發(fā)生彎曲變形。墊片圓周方向的等效應(yīng)力分布較均勻，有利于滿足墊片密封性要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

1)通過(guò)建立大型船用柴油機(jī)燃燒室部件的精細(xì)有限元模型，對(duì)工程實(shí)踐中缸蓋螺栓預(yù)緊過(guò)程進(jìn)行數(shù)值模擬。計(jì)算結(jié)果表明，不同組螺栓不同階段的預(yù)緊會(huì)對(duì)其他螺栓的預(yù)緊力產(chǎn)生不同的影響?？山M合多種可能的螺栓預(yù)緊方案，并充分考慮最終螺栓預(yù)緊力分布的均勻性、燃燒室部件拆裝檢修的快速性和備件的經(jīng)濟(jì)性，通過(guò)分析比較找出最合理的預(yù)緊方案。

2)所研究的大型船用柴油機(jī)缸蓋墊片在預(yù)緊過(guò)程結(jié)束后圓周方向上的應(yīng)力分布較均勻，徑向方向上的應(yīng)力分布不均勻，外邊緣處發(fā)生塑性變形。

3)所采用的研究方法可為船用柴油機(jī)各螺栓在設(shè)計(jì)階段選擇預(yù)緊方案和評(píng)價(jià)預(yù)緊效果提供參考，避免依靠工程經(jīng)驗(yàn)的不確定性及浪費(fèi)大量重復(fù)試驗(yàn)的時(shí)間和經(jīng)濟(jì)成本。

[1] 曹茉莉, 卜安珍, 李德桃, 等. 6110型柴油機(jī)機(jī)體組件的有限元分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào), 2002, 20( 5) : 447-453.

[2] 郝志勇, 陳達(dá)亮. S1100 型柴油機(jī)氣缸體強(qiáng)度及優(yōu)化分析[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2005, 36( 9) : 28-31.

[3] LEE C C, CHIANG K N, CHEN W K, et al. Design and Analysis of Gasket Sealing of Cylinder Head Under Engine Operation Conditions[J]. Finite Elements in Analysis Design, 2005, 41: 1160-1174.

[4] 楊陳, 郝志勇, 徐紅梅, 等. 1130 型柴油機(jī)組件的非線性接觸分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程, 2009, 30(1): 59-63.

[5] 蘭銀在, 王根全, 周海濤. 氣缸密封性能的非線性接觸分析[J]. 潤(rùn)滑與密封, 2012, 37(7): 60-63.

[6] 張洪超, 倪計(jì)民, 杜倩穎, 等. 車用發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸密封墊的密封性能研究[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程, 2011, 32(5): 84-87.

[7] 張?zhí)硪? 萬(wàn)力, 史力, 等. 高溫氣冷堆壓力容器承壓螺栓預(yù)緊過(guò)程的有限元模擬[J]. 核動(dòng)力工程, 2011, 32(S1): 54-56.

[8] NASSAR S A, ALKELANI A A. Clamp Load Loss due to Elastic Interaction and Gasket Creep Relaxation in Bolted Joints[J]. Journal of Pressure Vessel Technology, 2006, 128(3): 394-401.

[9] FUKUOKA T, TAKAKI T. Finite Element Simulation of Bolt-up Process of Pipe Flange Connections with Spiral Wound Gasket[J]. Journal of Pressure Vessel Technology, 2003, 125(4): 371-378.

[10] 萬(wàn)欣, 倪計(jì)民, MICHAEL B, 等. 氣缸蓋罩墊的非線性有限元分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程, 2009, 30(5): 88-92.

SimulationofBoltPreloadingProcessofCylinderCoveron
LargeMarineDieselEngine

(College of Marine Engineering, Dalian Maritime University, Dalian 116026, China)

U664.121；TK423

A

2016-01-13

中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金(3132016336)

邢 輝(1980—),男,湖北浠水人,副教授,博士生,主要從事船舶動(dòng)力裝置性能評(píng)價(jià)與優(yōu)化方面的研究。 E-mail: xingcage@163.com

1000-4653(2016)02-0015-04