基于熱-機耦合的柴油機氣缸蓋強度研究

伍 鵬，趙建華，劉 琦，馮 義

( 海軍工程大學 動力工程學院， 武漢 430033)

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【基礎理論與應用研究】

基于熱-機耦合的柴油機氣缸蓋強度研究

伍 鵬，趙建華，劉 琦，馮 義

( 海軍工程大學 動力工程學院， 武漢 430033)

采用有限元分析軟件ANSYS分析了某型柴油機缸蓋的溫度場分布和缸蓋熱應力以及缸蓋在機械載荷作用下的應力場，然后運用熱-機順序耦合的方法，將熱負荷和機械載荷同時加載于缸蓋，研究其在多種載荷作用下的應力場和變形情況。研究結果表明：缸蓋溫度最高點和熱應力最大值出現在火力面鼻梁區和靠近排氣門的噴油器座孔的一側；熱-機耦合應力作用下，缸蓋的最大應力點出現在兩個進氣門之間的鼻梁區和兩個排氣門之間的鼻梁區，缸蓋承受的最大拉應力未超過材料的許容拉應力；缸蓋的最小疲勞安全系數和最小疲勞壽命均滿足設計要求。

缸蓋；有限元；溫度場；順序耦合；應力場

近年來隨著柴油機功率密度的不斷提高，氣缸蓋的可靠性已成為衡量柴油機耐久性的重要指標之一[1]。而影響缸蓋的可靠性的關鍵性因素中，剛度或者強度不足(如火力面鼻梁區產生熱裂紋以及疲勞應力等)是目前普遍關注的熱點。由于氣缸蓋在工作中會同時受到較強的機械負荷和高的熱負荷，只對其進行單獨的熱分析或機械分析意義不大。因此，研究缸蓋在熱-機耦合作用下的應力情況，對研究其失效形式和結構優化有重要意義[2]。

鑒于該型氣缸蓋結構緊湊的特點，對缸蓋整體進行實體建模，再針對缸蓋熱-機耦合問題建立有限元計算模型，分析耦合作用下結構強度與剛度的情況，為氣缸蓋設計、優化提供了參考依據。

1 有限元建模

1.1 缸蓋實體模型

采用PROE軟件，對缸蓋進行了三維實體建模。為了保證分析的準確性，對缸蓋的尺寸及主要結構不作簡化，但對那些影響網格劃分，卻又對結果影響很小的銷釘孔、螺紋孔、小倒角及測試孔等不予考慮[3]。缸蓋材料性能參數如表1，缸蓋三維實體模型如圖1。

表1 缸蓋材料屬性

圖1 缸蓋實體模型

1.2 缸蓋網格模型

由于缸蓋結構復雜，曲面較多，故采用對復雜結構有很好適應性的四面體非結構網格對缸蓋結構進行網格劃分。為使計算結果準確，采用分區處理，將缸蓋內表面及外表面按照不同的邊界條件加載要求，分成不同的區，然后進行四面體網格劃分。

本模型劃分的網格節點數為183 814個，單元數為107 773個。對網格進行檢查，滿足分析要求。劃分好的網格模型如圖2所示。

1.3 缸蓋熱邊界條件

氣缸蓋溫度場分析最難確定的就是熱邊界條件。通常確定換熱規律是以傳熱學理論為基礎，對相關公式進行修改或者補充，再根據氣缸蓋的結構和冷卻方式，參考相似機型以確定氣缸蓋的換熱邊界條件。通過參考相關文獻，將氣缸蓋分為幾個區域，分別確定各區域的熱邊界條件，缸蓋分區圖如圖3所示。

圖2 缸蓋網格模型

參數名稱轉速/(r·min-1)背壓/MPa真空度/MPa功率/KW值7500.0420.005341500

圖3 缸蓋熱邊界分區圖

1) 火力面邊界條件

火力面傳熱適用于第3類邊界條件，采用修正的Eichelberg公式[4]，如式(1)：

(1)

根據表2所示工況參數，利用AVL BOOST軟件進行缸內一維工作過程計算，得出缸內一個循環的壓力、溫度和對流換熱系數隨曲軸轉角的變化關系，如圖4所示。

為了得到缸蓋的穩態溫度場，采用平均對流換熱系數和平均燃氣溫度作為第三類邊界條件。采用下式對缸內燃氣溫度和對流換熱系數分別取加權平均[5]，

(2)

通過參考同類機型缸蓋火力面的溫度分布情況[6]，在計算中對缸蓋火力面區域采用分區施加換熱系數的方法，將火力面分為3個區域，如圖5所示。

圖4 壓力、溫度和對流換熱系數隨曲軸轉角變化關系曲線

圖5 缸蓋火力面分區示意圖

分區確定后，各分區的面積Ai也就確定：

(3)

式中，Ai為第i個分區面積，A為火力面總面積，ri為第i區換熱系數與平均值的比。根據式(3)得到各分區對流換熱系數值aw，如表3所示。

表3 火力面分區及其換熱系數

2) 冷卻水套壁面邊界條件

冷卻水與缸蓋水套壁面的換熱系數aw與循環水的流動情況以及氣缸套表面的特性有關。由宗涅肯公式計算：

(4)

式中Wm為冷卻水的流速。

根據計算結果，將水套壁面自下而上分為3個區，分別加載溫度和對流換熱系數。

3) 進氣道壁面邊界條件

進氣道壁面：此型號柴油機進氣道為直流進氣道，因此，取較小的對流換熱系數，而進氣溫度取略高于環境溫度。

4) 排氣道壁面邊界條件

與進氣道相比，排氣道的環境溫度要高得多，環境溫度與壁面溫度的差值也比較大，因此換熱系數較高。

5) 其他表面邊界條件

外表面傳熱系數參考同類機型，換熱系數取經驗值，流體溫度取環境溫度；螺栓孔及工藝孔等取為絕熱邊界。

由于在網格劃分時采用分區處理，所以邊界條件加載簡明方便，具體的邊界條件如表4。

表4 熱分析的邊界條件

1.4 機械力邊界條件

缸蓋力學邊界有螺栓預緊力、燃氣壓力、排氣門座圈過盈力，引起機械負荷的主要是缸蓋預緊力及燃氣壓力。將缸蓋作用力位置及約束位置示于圖6。

圖6 缸蓋的熱變形結果

1) 火力面燃氣作用

根據AVL BOOST的仿真，缸內一個循環壓力曲線如圖4(a)，對應的峰值壓力為12.8 MPa，將此峰值壓力加載于缸蓋火力面。

2) 小螺栓預緊力

缸蓋與缸套之間用7個小螺栓聯接，按照手冊規定，每個螺栓的預緊力矩為0.15 kN·m，按照下式計算作用在每個螺栓上的預緊力：

Mt=k·p0·d·0.001

(5)

3) 大螺栓預緊力

按照手冊規定，將缸蓋與缸套的聯結體通過4個缸蓋螺栓固定于機體上，每個螺栓預緊力為65 MPa，按照下式換算為均布載荷作用于缸蓋上表面螺母的作用面上。

(6)

4) 排氣門過盈力

按照下式計算排氣門座圈處過盈力：

(7)

將計算出來的過盈力均布作用于座圈與排氣道的接觸區域。

5) 固定約束

約束大、小螺栓孔沿X，Y方向的位移為零；約束缸蓋與缸套接觸表面沿Z方向的位移為零；約束缸蓋突肩與機體接觸面沿Z方向的位移為零。

2 缸蓋的溫度場及熱應力計算

2.1 溫度場計算

將表4的熱邊界條件加載于熱分析模型中，得出缸蓋的溫度場如圖7所示。

從圖7可看出，缸蓋最高溫度為522.04 K，最低溫度為352.46 K，最高溫度出現在兩排氣門之間的鼻梁區、噴油器座孔靠近排氣門一側。由于鑄鐵的蠕變溫度約為540℃，故缸蓋的最高溫度未超過材料的蠕變溫度，因此，從熱負荷角度看，缸蓋材料和結構是安全的。

圖7 缸蓋溫度場

2.2 熱應力計算

將缸蓋有限元模型中的熱分析單元SOLID70轉化為結構分析單元SOLID185，在此基礎上，加載溫度場計算結果，得出缸蓋在溫度載荷下的熱應力結果如圖8所示。

圖8 缸蓋熱應力場

從圖8可看出，缸蓋在溫度載荷下的最大應力為260.33 MPa，出現在兩排氣門之間的鼻梁區；最小熱應力約為0，位于外表面區域。另外，排氣門座圈附件環面熱應力值也較大。

2.3 熱變形計算

缸蓋在溫度載荷下熱變形結果如圖9所示。

圖9 缸蓋的熱變形結果

從圖9可以看出來，缸蓋在溫度載荷下的最大熱變形量為0.35 mm，出現在缸蓋上表面的大螺栓孔附近以及火力面的兩個排氣道周圍；最小變形量為0.01 mm，主要分布于缸蓋中部。

3 缸蓋機械應力分析

3.1 機械應力計算

將1.4節的機械力邊界條件加載到缸蓋有限元模型上，得出其機械應力場如圖10所示。

圖10 缸蓋機械應力場

從圖10(a)可以看出，缸蓋在單純的機械負荷作用下，機械應力較小，其最大值為144.55 MPa，分布于兩個進氣門、兩個排氣門之間的鼻梁區以及缸蓋大螺栓孔的表面；最小機械應力約為0.07 MPa。從圖10(b)可以看出，缸蓋在單純的機械載荷作用下，最大壓應力為114.81 MPa，分布于火力面外沿與缸套內壁面的接觸區域；最大拉應力為38.94 MPa，分布于兩排氣門之間的鼻梁區。

3.2 機械變形計算

缸蓋在機械載荷下的變形量如圖11所示。

圖11 缸蓋在機械載荷下的變形量

從圖11可以看出，缸蓋在機械載荷作用下變形量非常小，其最大變形量為0.06 mm，分布于兩進氣門之間的鼻梁區。此外，缸蓋螺栓孔處的機械變形也較大，大約在0.02 mm左右。

4 缸蓋熱-機耦合應力分析

4.1 熱-機耦合應力分析

將缸蓋溫度場計算結果作為溫度載荷加載于缸蓋有限元模型；再將缸內一個工作循環中的壓力如圖4(a)加載到缸蓋有限元模型上。如3.1節所述，在缸蓋有限元模型上加載機械載荷及固定約束，計算出缸蓋在熱-機械耦合作用下總體應力場分布，如圖12所示。

圖12 缸蓋熱-機耦合應力

從圖12可以看出，缸蓋在熱-機耦合作用下的最大應力為327.7 MPa，且最大熱-機耦合應力分布于缸蓋兩進氣門之間的鼻梁區和兩個排氣門之間的鼻梁區；此外，由于約束了螺栓孔和突肩下表面的位移，因此，缸蓋螺栓孔周圍的應力值比較大。從整體來看，缸蓋的熱-機耦合應力的最大值沒有超過材料的極限應力(鑄鐵抗拉強度約為446～551 MPa)。

4.2 結構變形分析

缸蓋在熱-機耦合作用下的整體結構變形結果如圖13所示。

圖13 缸蓋熱-機耦合變形結果

從圖13可以看出，缸蓋在熱-機耦合作用下的最大變形量為0.22 mm，分布于噴油器座孔周圍，此外，缸蓋上表面的自由表面處變形量也比較大，約為0.20 mm；缸蓋在熱-機耦合作用下基本沒有變形，這是由于缸蓋與缸套之間接觸面設置了Z向約束，而此處的螺栓孔表面設置了X、Y向約束。從整體來看，缸套在熱-機耦合作用下的整體變形均比較小，因此，基本不影響缸蓋與其他零部件之間的裝配。

5 疲勞安全分析

設置缸蓋材料的N-S曲線，采用GOODMAN理論計算缸蓋的疲勞壽命，采用DANG VAN疲勞理論計算缸蓋的疲勞安全系數，計算得出缸套的疲勞安全系數云圖及疲勞壽命云圖分別如圖14、圖15所示。

圖14 缸蓋結構的疲勞安全系數云圖

圖15 缸蓋結構的疲勞壽命云圖

從圖14可以看出，缸蓋結構的最小疲勞安全系數為1.913，大于1，滿足設計要求。但從圖可以看出，缸蓋下底面螺栓孔與上水孔之間的薄壁區域疲勞安全系數均比較小。此外，缸蓋上表面大螺栓孔的外沿區域，疲勞安全系數也比較小，最先疲勞破壞的位置可能位于此區域。從圖15可以看出，缸蓋的最小疲勞壽命值為3.372×1010，大于1×1010，滿足設計要求。同時可以看出，整個缸蓋的疲勞壽命比較均衡，其值均接近1×1020，只是在缸蓋上表面大螺栓孔邊緣以及缸蓋下表面螺栓孔與上水孔的薄壁區域，疲勞壽命值比較小，接近1×1014。從整體來看，缸蓋的疲勞安全系數和疲勞壽命滿足設計要求。

6 結論

1) 由穩態溫度場分析得出，缸蓋最高溫度出現在兩排氣門之間的鼻梁區、靠近排氣門一側的噴油器座孔以及排氣門座圈環面；缸蓋的最高溫度未超過材料的蠕變溫度，因此，從熱負荷角度看，缸蓋材料和結構是安全的。

2) 對缸蓋在實際工作中的熱-機耦合應力進行了計算，缸蓋在熱-機耦合作用下的最大應力分布于缸蓋兩進氣門之間的鼻梁區和兩個排氣門之間的鼻梁區；此外，由于約束了螺栓孔和突肩下表面的位移，缸蓋螺栓孔周圍的應力值也比較大。但從整體來看，缸蓋的熱-機耦合應力最大值沒有超過材料的極限應力。

3) 對缸蓋實際工作中的疲勞壽命進行分析，最易發生疲勞破壞的位置在缸蓋底面螺栓孔與上水孔之間的薄壁區和缸蓋上表面大螺栓孔邊緣區域。從整體來看，缸蓋的疲勞安全系數和疲勞壽命仍滿足設計要求。

[1] 蓋洪武，程 頤，姚秀功．柴油機氣缸蓋結構參數多目標優化[J]．汽車工程，2014(7)：828-832.

[2] 胡祝昌.基于多場耦合分析的柴油機氣缸蓋結構仿真研究及疲勞壽命預測[D].太原：中北大學，2012.

[3] 曹海濱，王家宏．船用6300柴油機缸套熱負荷的有限元分析[J]．浙江海洋學院學報(自然科學版)，2006，25(4)：414-416．

[4] 萬平原，謝志強．4120SG柴油機缸蓋溫度場及應力分析[J]．中國水運，2007，5(11)：193-194．

[5] 呂建明．缸蓋傳熱邊界條件的反求方法研究[D] ．武漢：海軍工程大學，2011：23-24．

[6] 徐聰聰.柴油機氣缸蓋熱—流—固多場耦合仿真研究[D].太原：中北大學，2011.

(責任編輯 楊繼森)

Analysis of Thermal-Mechanism Coupled Stress Field of a Diesel Engine Cylinder Head

WU Peng, ZHAO Jian-hua, LIU Qi, FENG Yi

(School of Power Engineering, Naval University of Engineering of PLA, Wuhan 430033, China)

By applying a sort of finite element analysis software called ANASYS, this paper analyzed one type of diesel engine cylinder’s temperature field distribution, the thermal stress and the stress field driven by mechanism load. Through thermal-mechanism indirect coupled method and imposing both thermo-analysis data and mechanism load on the cylinder, this paper researched the stress field and deformation of such a type of cylinder head under the action of the multiple loads. The research results indicated that the highest temperature and the maximum thermal appeared on the bridge zone of the firepower area and the area of injector-seat bore which is beside the exhaust valve. Furthermore, under the thermal-mechanism coupled effect, the maximum stress point appeares on the bridge zone between the two intake valves and that of the two exhaust valves, and the maximum pulling stress that the cylinder head bore is less than the allowable tensile stress of the material. And also, the minimum fatigue safety coefficient and the minimum fatigue life could both meet the design requirements.

cylinder head; finite element; temperature field; sequential coupling; stress field

2016-05-16；

2016-06-10

國家自然科學基金項目(51079156)

伍鵬(1986—)，男，碩士研究生，主要從事動力機械結構優化設計研究。

10.11809/scbgxb2016.10.034

伍鵬，趙建華，劉琦，等.基于熱-機耦合的柴油機氣缸蓋強度研究[J].兵器裝備工程學報，2016(10):158-163.

format:WU Peng, ZHAO Jian-hua, LIU Qi, et al.Analysis of Thermal-Mechanism Coupled Stress Field of a Diesel Engine Cylinder Head[J].Journal of Ordnance Equipment Engineering,2016(10):158-163.

TK422

A

2096-2304(2016)10-0158-06