385T 柴油機(jī)氣缸蓋噴油器孔的仿真優(yōu)化設(shè)計*

謝永東 何志剛 許廣舉

（1-江蘇職業(yè)聯(lián)合技術(shù)學(xué)院蘇州建設(shè)交通分院 江蘇 蘇州 215000 2-江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院 3-常熟理工學(xué)院汽車工程學(xué)院）

引言

隨著人們對汽車動力性要求越來越高，發(fā)動機(jī)的性能指標(biāo)和強(qiáng)化程度也不斷地提高，氣缸蓋作為發(fā)動機(jī)最復(fù)雜的零部件之一，它與活塞頂及氣缸內(nèi)壁共同組成燃燒室空間，不僅要承載緊固螺栓的機(jī)械力作用，還要承受燃?xì)獾母邷亍⒏邏鹤饔煤屠錈峤惶鎽?yīng)力作用以及氣體腐蝕作用[1-4]，這對發(fā)動機(jī)關(guān)鍵組合部件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度與可靠性提出了更高的要求[5]，同時氣缸蓋受到的高溫高壓分布也很不均勻，這種惡劣工作環(huán)境極易產(chǎn)生氣缸蓋變形和裂紋，影響氣缸密封性。研究表明，由于氣缸蓋觸火面與觸水面之間、缸蓋中央位置與四周相比溫差較大，氣缸蓋各部分厚度不均、形狀復(fù)雜以及螺栓緊固的束縛等，其應(yīng)力分布很不均勻[6-7]。在氣缸蓋中，噴油器孔與氣門座孔之間的鼻梁區(qū)工作溫度最高，且氣門閥座及噴油器孔部位結(jié)構(gòu)薄弱，應(yīng)力更為集中，對氣缸蓋變形和裂紋影響較大[8]。

本研究重點針對385T 柴油機(jī)的氣缸蓋噴油器孔進(jìn)行優(yōu)化仿真分析，使用Pro/Engineer 建立其三維模型,并利用ANSYS 有限元軟件對不同結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行有限元對比分析，來獲得合適的噴油器孔。

1 建立模型

1.1 模型網(wǎng)格劃分

組合件的三維模型包括：氣缸蓋、壓板、壓板螺栓、噴油器、氣門等，所有的尺寸模型特征均按圖樣上的名義尺寸進(jìn)行創(chuàng)建，不考慮鑄造或機(jī)械加工的偏差。

柴油機(jī)氣缸蓋網(wǎng)格仿真模型在進(jìn)行數(shù)值仿真計算前，需對氣缸蓋模型進(jìn)行適當(dāng)簡化，除去不必要的倒角和工藝孔，避免計算出錯并使計算更快收斂。為了減少網(wǎng)格數(shù)量，缸蓋采用單缸模型，并對缸蓋的火力面局部細(xì)化，關(guān)鍵位置的結(jié)果更精確[9]。模型所有零件均采用8 節(jié)點四面體來劃分網(wǎng)格[10]，完成后的有限元模型單元數(shù)為667 807，節(jié)點數(shù)為812 665，如圖1 為網(wǎng)格劃分后的模型。

圖1 原機(jī)網(wǎng)格模型

考慮到有限元網(wǎng)格的劃分及本次分析的重點部位為氣缸蓋噴油器孔，所以對氣缸蓋噴油器孔、噴油器、壓板進(jìn)行必要的細(xì)化。圖2 為細(xì)化的壓板網(wǎng)格圖。

圖2 壓板網(wǎng)格

1.2 材料特性

表1 材料參數(shù)

1.3 計算工況

根據(jù)實際柴油機(jī)不工作和工作時的狀態(tài)，考慮以下2 種工況。

預(yù)緊工況，即為只加螺栓預(yù)緊力于氣缸蓋的情況。

工作工況，即正常工作過程中，氣缸蓋受到爆發(fā)壓力時的工況，此時燃?xì)獾谋l(fā)壓力約為17.5MPa。

在2 種不同工況下，所受到的力和力矩如表2所示。

表2 螺栓擰緊力矩及擰緊力

1.4 邊界條件

建立模型約束的目的是建立起各零件之間的相互位置關(guān)系，從而確定其在模型中所處的初始位置，約束定義了各部分自由度之間的約束關(guān)系。由于缸蓋選取單缸模型，只考慮施加在單缸的4 個氣缸蓋螺栓孔處x、y、z3 個方向的約束。

2 計算結(jié)果分析

為了獲得最優(yōu)的噴油器孔結(jié)構(gòu)，現(xiàn)考慮如下幾種方案，通過分析比較各方案下噴油器孔所受應(yīng)力情況，獲取最終的噴油器孔結(jié)構(gòu)。

方案1：原機(jī)噴油器孔下部為錐面，無墊片，其結(jié)構(gòu)如圖3 所示。

圖3 方案1 噴油器孔結(jié)構(gòu)圖

方案2：在原機(jī)基礎(chǔ)上將噴油器孔加深，并將噴油器孔下部的錐面改為平面，更換噴油器，并在此基礎(chǔ)上加銅墊片，適當(dāng)改變壓板尺寸，使之適應(yīng)新噴油器，其結(jié)構(gòu)如圖4 所示。

方案3：在方案2 基礎(chǔ)上，改變壓板結(jié)構(gòu)，使壓板偏壓噴油器中心大約1mm，其安裝位置如圖5 所示。

2.1 方案1 與方案2 的比較

工作工況下，方案1、2 所受綜合應(yīng)力如表3 所示。通過對比可知，方案2 中噴油器孔的受力面的應(yīng)力有所減小，且其應(yīng)力分布趨勢有所不同，但兩個方案均存在偏壓現(xiàn)象。

圖4 方案2 噴油器孔結(jié)構(gòu)

圖5 方案3 噴油器壓板安裝位置

表3 噴油器孔綜合應(yīng)力分布情況（方案1 與方案2 的比較）

預(yù)緊工況下，方案1、2 所受綜合應(yīng)力如圖6 所示。通過對比可知，該工況下，原出現(xiàn)偏壓現(xiàn)象的部位應(yīng)力分布較均勻，由此推斷，該受力面上出現(xiàn)的偏壓現(xiàn)象，是由于爆發(fā)壓力導(dǎo)致氣缸蓋變形造成的。進(jìn)一步分析2 個方案的結(jié)構(gòu)圖可知，方案1 中噴油器頭部圓柱面與噴油器孔不存在間隙，而方案2 中存在約0.3 mm 的間隙，這使得高壓氣體進(jìn)入該間隙后產(chǎn)生壓力，影響應(yīng)力分布，故而方案1、2 中噴油器孔受力面的應(yīng)力分布趨勢有所不同，且噴油器孔頭部應(yīng)力有所增大，但其應(yīng)力值不大，由此破壞的可能性不大。

圖6 方案2 預(yù)緊工況下噴油器孔受力云圖

為進(jìn)一步考察氣缸蓋噴油器孔的受力情況，取噴油器孔受力面上部分節(jié)點進(jìn)行應(yīng)力考察，即為受力面縱截面（如圖7 所示）和橫截面（如圖8 所示）的交點。

圖7 方案1、2 中受力面縱截面示意圖

圖8 噴油器孔受力面橫截面受力點選取

方案1、2 在不同工況下，其受力面上部分節(jié)點的綜合應(yīng)力如表4 所示，與方案1 相比，方案2 中噴油器孔受力面在預(yù)緊工況和工作工況下的應(yīng)力均有所減小。

表4 方案1 和方案2 中噴油器孔受力面上部分節(jié)點綜合應(yīng)力比較

續(xù)表

進(jìn)一步分析工作工況下，2 個方案的綜合應(yīng)力（如圖9 所示）可知：在工作工況下的應(yīng)力最大降幅可高達(dá)49%。

圖9 工作工況下方案1 與方案2 綜合應(yīng)力比較

綜上所述，將噴油器孔加深，并將受力面由錐面改為平面后，該處機(jī)械應(yīng)力大幅下降，有利于減小缸蓋變形。但應(yīng)保證噴油器壓板位置正確，根據(jù)以上計算結(jié)果得知，噴油器壓板位置對該位置應(yīng)力影響較大。

2.2 方案2 和方案3 計算結(jié)果比較

原機(jī)中，噴油器與噴油器孔裝配時，受力面為圓錐面，具有自定心功能，但方案2 中改為平面之后，其自定心功能喪失。因此在裝配過程中，若噴油器壓板安裝位置不正確，則很可能影響該受力面的壓力分布，產(chǎn)生偏壓現(xiàn)象。故有必要對噴油器的安裝位置不正確時（即方案3）進(jìn)行應(yīng)力分析。

圖10、圖11 分別為方案3 在預(yù)緊工況和工作工況下的應(yīng)力分布云圖。

圖10 由于裝配原因造成的偏壓

圖11 方案3 工作工況下，噴油器孔受力云圖

表5 為方案3、方案2 在預(yù)緊工況和工作工況下，其應(yīng)力對比圖。

表5 方案3 與方案2 應(yīng)力對比

綜合分析圖10、圖11 和表5 可知：方案3 在預(yù)緊工況下存在明顯的偏壓現(xiàn)象，且該偏壓現(xiàn)象也進(jìn)一步導(dǎo)致在工作工況下各縱截面受力不均勻的加劇，使得缸蓋變形增大。故應(yīng)保證在裝配中，噴油器壓板位置正確。

3 結(jié)論

通過分析可以得出：更換噴油器，并對噴油器孔結(jié)構(gòu)做相應(yīng)更改后，噴油器孔受力面處的機(jī)械應(yīng)力減小，最大降幅達(dá)49%，有利于減小缸蓋變形，但是由于噴油器頭部和噴油器孔頭部存在間隙，使得高壓燃?xì)饽軌蜻M(jìn)入，從而該處的應(yīng)力略有增大，但由此導(dǎo)致破壞的可能性很小。更換噴油器前后，由于燃?xì)庾饔茫瑖娪推骺资芰γ嫔暇嬖谝欢ǔ潭鹊钠珘含F(xiàn)象，但不是很嚴(yán)重；壓板位置的正確性對噴油器孔受力面的應(yīng)力分布影響很大，若位置不正確，則會使該受力面上的偏壓現(xiàn)象更加明顯。