車用柴油機高承載鋁質氣缸蓋設計研究

張全中，魏志明，馬軍華，任貴峰，劉長振，白軍愛

（中國北方發動機研究所，天津300400）

車用柴油機高承載鋁質氣缸蓋設計研究

張全中，魏志明，馬軍華，任貴峰，劉長振，白軍愛

（中國北方發動機研究所，天津300400）

隨著發動機機械負荷和熱負荷水平的不斷提升，不僅對材料性能提出更高要求，同時也對設計技術水平提出了更高的挑戰。通過對5種采用強化措施的集成方案進行仿真分析對比，得到一種骨架式氣缸蓋方案為性能最優方案，該方案將螺栓柱、噴油器安裝柱、頂板加強筋和火力面作為相互關聯的主要承力結構。經熱疲勞與機械疲勞可靠性考核試驗驗證，進一步證實該種承受20 MPa最大爆發壓力的鋁質氣缸蓋結構設計是合理的。

動力機械工程；氣缸蓋；高承載；鋁質；設計方案；試驗驗證

0　引言

為滿足未來戰場上戰車具有輕量化和高機動性能要求，柴油機必須具備高的功率密度。提高柴油機的升功率和最高爆發壓力pmax是提高功率密度的有效措施。

現代車用柴油機的升功率和最高爆發壓力不斷升高［1］（如圖1所示），目前，國際上最先進的戰車柴油機的升功率已經達到92 kW/L，升扭矩已經超過200 N·m/L，并將開發出更高升功率和升扭矩的柴油機，為了達到上述目標，多數柴油機生產廠家均采用鑄鐵材料，如國內一汽無錫柴油機廠的奧神6DM和奧威6DL系列柴油機用氣缸蓋、濰柴動力股份有限公司的中重型柴油機所用氣缸蓋、昆明云內動力股份有限公司開發的系列柴油機氣缸蓋均采用HT250或HT300；國外，荷蘭達富公司開發的12.9L I-6柴油機使用蠕墨鑄鐵，福特-屋太尚9.0L I-6柴油機使用蠕墨鑄鐵氣缸蓋，德國道依茨柴油機氣缸蓋采用合金鑄鐵［2］。為了滿足車輛輕量化設計需求，需采用輕量化設計技術，鑄鐵材料已經不能滿足未來設計需求，使用鋁合金等輕質材料是大勢所趨。要設計能承受最高爆發壓力為20 MPa的柴油機鋁質氣缸蓋，同時使熱負荷及機械負荷不超過當前技術水平所能達到的上限，必須尋求氣缸蓋采用新的設計方案。

圖1　柴油機高爆壓與升功率的發展趨勢Fig.1 Development trends of peak stress and power per liter for diesel engine

本文針對高功率密度柴油機的設計要求，提出不同的鋁質氣缸蓋設計方案，并采用多樣的結構仿真分析計算作為技術支撐，確定一種骨架式氣缸蓋結構為較優方案。以此方案基礎，開展熱機耦合仿真分析及試驗驗證工作，經機械疲勞與熱疲勞試驗的雙重考核試驗，證實該種承受20 MPa高載荷的骨架式鋁質氣缸蓋方案結構設計是合理的。

1　設計方案

為了在最高爆發壓力為20 MPa甚至更苛刻的邊界條件下仍能獲得一種功能合適、品質好、堅固耐用、易于制造和較為經濟的解決方案，必須采取相應的結構設計措施以補償增大的負荷：1）增設加強筋；2）剛度均勻分布，避免剛度突變；3）優化過渡圓角；4）采用能減小工作狀態引起火力面底板彎曲的結構；5）減小溫度梯度，避免受熱膨脹產生的熱應變受到阻礙，而產生過高的應力；6）通過設計合適的冷卻水套形狀，確保足夠的冷卻液流量和高的冷卻速度，特別是熱負荷較高的氣缸蓋火力面和噴油器周圍。

在氣缸蓋設計過程中，為了在有限的結構空間內布置各種功能元件，例如：噴油器、氣門、進氣道、排氣道和缸蓋螺栓等，同時滿足減輕質量、鑄造與機械加工工藝等方面的技術要求，必須采用折衷的方案實現上述目標。

綜合上述6種強化措施，確定一種骨架式鋁合金四氣門氣缸蓋的結構為基本設計方案（如圖2所示，下文稱為F0方案），同時，提出4種基本方案的衍生方案與基本方案進行分析對比。F1方案為F0方案中隔板與火力面之間的噴油器襯套處應力傳遞通道切斷（如圖3所示）。F2方案是將氣缸蓋頂板的加強筋去除，降低螺栓孔與噴油器襯套之間的關聯。F3方案是F1與F2方案的集成。F4方案中除缸蓋頂板外，噴油器襯套與其他部分無關聯。

圖2　氣缸蓋F0方案Fig.2 Scheme F0 of cylinder head

2　仿真分析

2.1剛強度仿真分析對比

在氣缸蓋仿真分析中，對重要結構，如燃燒室、進排氣道、水腔等，盡可能保留原有的空間位置及結構形式、尺寸，不作大的簡化。對其他地方，在不影響網格劃分質量和計算精度的范圍內，進行適當的簡化［3］。網格單元選擇采用四節點的四面體單元，將機體簡化成一個薄板，薄板底面采用全約束邊界條件，為減少單元格數量，選擇中間某一缸為計算網格模型（如圖4所示）開展分析研究。

圖3　F1方案Fig.3 Scheme F1

圖4　計算網格模型Fig.4 Mesh model

采用ANSYS仿真軟件對氣缸蓋的基本方案與衍生方案的剛強度進行有限元仿真計算，分別針對不同方案頂板加強筋、進氣道、排氣道、水腔與火力面部位應力進行對比，對比結果如圖5所示。

從圖5可以看出，F1方案與F0方案相比，除缸蓋螺栓處應力略有下降（因為該處的最大主應力是由預緊力引起的），其他幾個核心部位應力均發生了提升。這是因在爆發工況時，氣缸蓋底板變形產生的應力無法通過噴油器襯套處向中隔板及上頂板傳遞，使得進排氣道向上傳遞應力增大，同時引起水腔圓角部位應力水平的升高。F2與F0方案對比，排氣道和缸蓋螺栓作為應力傳遞的通道應力增高比較明顯，但火力面應力和進氣道處應力略有下降。這是因為沒有頂板加強筋結構，降低了噴油器襯套和缸蓋螺栓處的相互協調，從而降低了對氣缸蓋火力面的約束。而進氣道處應力下降，是因為噴油器襯套作為傳遞火力面變形的主體與進氣道沒有直接關聯，受到爆發壓力的影響較小導致的。

圖5 不同方案不同部位最大主應力對比分析圖Fig.5 The max principal stresses of cylinder heads for different schemes

圖6說明，氣缸蓋頂板加強筋和噴油器襯套對氣缸蓋火力面的剛度影響權重相比，頂板加強筋的影響更大。F4方案減小了噴油器襯套與中隔板的關聯，相比較可以認為氣缸蓋高度增大，整體強度得到提高。

根據上述分析比較，氣缸蓋頂板加強筋、噴油器襯套、缸蓋螺栓和進排氣道共同組成氣缸蓋的承力結構，構成一種內部骨架式氣缸蓋設計方案，增強氣缸蓋剛強度，使該種鋁質氣缸蓋承受20 MPa的高爆發壓力成為可能。

2.2流場分析

氣缸蓋設計開發過程中，氣缸蓋本體結構剛強度是影響可靠性的關鍵因素，另一關鍵因素是氣缸蓋冷卻水腔的設計。如果冷卻水量過多，雖可使受熱的高溫部位得到足夠的冷卻，但卻會增加水泵的功率損耗，并帶走額外的可利用能，影響柴油機的經濟性，還會使冷卻系統體積加大、整機的單位體積功率減小，不利于整機的優化。如果冷卻水量過少及水流分布不當，會使受熱部位得不到足夠的冷卻而局部熱負荷升高、強度下降，影響它們的使用壽命［4］。

圖6　不同方案火力面處最大變形結果對比Fig.6 The max deformations of cylinder head combustion surfaces for different schemes

經計算流體力學（CFD）仿真分析計算，F0方案水腔結構流場分析結果如圖7所示。在圖中看出，氣缸蓋需要特別控制關鍵部位（柴油機進排氣門座和噴油器之間的“鼻梁區”）的流速［5］，均在0.8 m/s以上，根據奧地利AVL公司的計算經驗及相關文獻［6-7］可知：在熱負荷較高的火力面等區域，冷卻液的流速在0.5 m/s以上，一般可以滿足冷卻要求。同時，圖中流場分布結果表明，每缸流量相差不足5%，滿足多缸流場均勻性分布要求。

圖7　冷卻水腔計算流體力學結果Fig.7 CFD result of cooling water jacket

2.3熱機耦合分析

氣缸蓋工作狀態受力情況相當復雜，不僅承受交變的機械載荷作用，而且承受交變熱負荷作用。由于穩態熱應力變化緩慢，工作中近似認為恒定的熱應力，而機械應力變化相對較快，因此載荷工況可認為熱應力的基礎上疊加機械應力，最小應力為熱應力，最大應力為熱-機械載荷耦合應力。

本文利用Star CCM+和Abaqus仿真平臺在最大爆發壓力工況下對缸蓋進行穩態傳熱分析、靜態熱機耦合分析。

在仿真分析過程中，首先根據一維仿真分析結果獲取冷卻水溫度、流速等；通過Woschni公式，如（1）式所示，來計算缸內燃氣瞬時平均換熱系數［8］，進排氣道的當量熱交換系數。通過合理的分布函數，以第3類邊界條件施加給缸蓋計算模型。計算獲得氣缸蓋流-固耦合分析結果。然后與上文機械載荷結果進行耦合，取得氣缸蓋最大爆發工況時熱機耦合結果（如圖8所示）。

式中：αg為缸內燃氣的傳熱系數（W/（m2·K））；T為發動機工作循環中燃氣的瞬時溫度（K）；d為氣缸直徑（m）；vm為活塞平均速度（m/s）；p為壓縮始點時的氣缸內工質的壓力（MPa）；T1為壓縮始點時的氣缸內工質的溫度（K）；V1為壓縮始點時的氣缸容積（m3）；Vh為氣缸工作容積（m3）；p0為發動機倒拖時的氣缸內壓力（MPa）；c1為氣流速度系數；c2為燃燒室形狀系數。式中參數均可從一維計算結果中獲得。

從圖8結果可以看出，在整機熱負荷和機械負荷共同作用情況下，氣缸蓋火力面鼻梁區的應力明顯增大，并且螺栓處應力仍為最大，最高為281.5 MPa.利用Goodman方法對氣缸蓋進行疲勞強度計算分析，得到缸蓋的薄弱部位（上表面螺栓孔處）安全系數為1.78，滿足氣缸蓋安全系數大于1.1的設計要求。

3　試驗驗證

3.1機械疲勞試驗

通過電測試驗（見圖9）測量爆發工況氣缸蓋的應力水平，得到氣缸蓋火力面及上頂面加強筋7點應力值（見表1）。從表1可以看出，頂板加強筋部位1～3點均為拉壓力，底面鼻梁區4～7點均為壓應力。與仿真分析結果進行對比，氣缸蓋在應變片處貼片方向的應力水平與仿真分析結果基本一致。

為使氣缸蓋機械疲勞試驗時的應力水平與實際工況應力水平一致，需對機械疲勞試驗臺上的氣缸蓋進行應力標定。根據標定結果調整疲勞試驗的加載負荷為30 MPa，施載頻率30 Hz.完成2 500萬個周期機械疲勞試驗考核試驗，未發現氣缸蓋裂紋產生，證明該種骨架式氣缸蓋結構設計是合理的，且具有較好的可靠性。

圖8　熱機耦合應力云圖Fig.8 Thermo-mechanical coupling stress images

圖9　電測試驗Fig.9 Electromotive test

3.2熱疲勞試驗

氣缸蓋熱疲勞試驗是考核氣缸蓋的關鍵指標之一［9］。本文熱疲勞試驗采用高頻感應線圈加熱的方式對氣缸蓋火力面進行加熱。為了模擬氣缸蓋實際冷卻效果，引導冷卻水經進水管路和氣缸蓋底板上水孔進入氣缸蓋水腔，之后經氣缸蓋排水孔返回蓄水池，形成完整的冷卻系統循環。同時，在進水管路上安裝渦輪流量計和流量控制閥，使冷卻水流量與實際工作時相同。在蓄水池上安裝鎳鉻-鎳硅熱電偶傳感器進行溫度測量，使冷卻水進口溫度穩定在設定溫度范圍內。此基礎之上，將氣缸蓋與模擬機體利用氣缸蓋螺栓按指定扭矩緊固在一起，形成預緊工況下，氣缸蓋的熱沖擊試驗方案原理如圖10所示。

圖10　缸蓋熱疲勞模擬試驗臺示意圖Fig.10 Schematic diagram of test bench for thermal fatigue of cylinder head

按照熱沖擊試驗規范要求，開展3 000次熱沖擊試驗，氣缸蓋底面未發現有裂紋出現。試驗結果說明F0方案氣缸蓋在預緊工況下，滿足20 MPa最大爆發壓力的熱可靠性要求，同時，進回水溫度及鼻梁區溫度的監測結果與流-固耦合仿真分析結果一致性較好，驗證了氣缸蓋實際工作狀態流-固耦合分析的正確性。

4　結論

1）通過對不同方案剛強度進行分析對比可知，骨架式氣缸蓋設計方案中噴油器安裝孔結構和頂板加強筋與缸蓋螺栓安裝孔共同構成了氣缸蓋的主承力結構。主承力結構的調整對氣缸蓋的應力分布具有較大影響。

2）經流場及熱機耦合仿真分析計算，骨架式氣缸蓋流場分布及熱機耦合應力水平均能滿足20 MPa爆發壓力氣缸蓋的設計要求，實現了高承載鋁質氣缸蓋的設計指標。

3）該高承載鋁質氣缸蓋通過了機械疲勞與熱疲勞考核，驗證了設計結構的合理并實現了輕量化目標。

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Design of Al-alloyed Cylinder Head for Automobile Diesel Engine under High Loads

ZHANG Quan-zhong，WEI Zhi-ming，MA Jun-hua，REN Gui-feng，LIU Chang-zhen，BAI Jun-ai
（China North Engine Research Institute，Tianjin 300400，China）

With the increase in thermal and mechanical loads of engine，the higher standard is required for materials，and the more serious challenges had been taken for the design technique of engine.A new frame cylinder head is obtained by simulating 5 strengthened cylinder-heads.The load carrying structures，which are interdependent，are included by the stud bolts，the mounting support of fuel injector，the stiffeners of top ceiling and the fire face.The reliability test results of mechanical fatigue and thermal fatigue show that the structure of the cylinder head under peak pressure（20 MPa）is reasonable.

power machinery engineering；cylinder head；high load；aluminum；design scheme；experimental verification

TK422

A

1000-1093（2015）01-0027-06

10.3969/j.issn.1000-1093.2015.01.004

2013-12-20

國家“863”計劃項目（2012AA111709）

張全中（1982—），男，助理研究員，碩士研究生。E-mail：xiaoge321@163.com；魏志明（1972—），男，研究員。E-mail：Wzm-lh@163.com