伍 鵬，趙建華，劉 琦，馮 義

( 海軍工程大學(xué) 動(dòng)力工程學(xué)院， 武漢 430033)

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【基礎(chǔ)理論與應(yīng)用研究】

基于熱-機(jī)耦合的柴油機(jī)氣缸蓋強(qiáng)度研究

伍 鵬，趙建華，劉 琦，馮 義

( 海軍工程大學(xué) 動(dòng)力工程學(xué)院， 武漢 430033)

采用有限元分析軟件ANSYS分析了某型柴油機(jī)缸蓋的溫度場(chǎng)分布和缸蓋熱應(yīng)力以及缸蓋在機(jī)械載荷作用下的應(yīng)力場(chǎng)，然后運(yùn)用熱-機(jī)順序耦合的方法，將熱負(fù)荷和機(jī)械載荷同時(shí)加載于缸蓋，研究其在多種載荷作用下的應(yīng)力場(chǎng)和變形情況。研究結(jié)果表明：缸蓋溫度最高點(diǎn)和熱應(yīng)力最大值出現(xiàn)在火力面鼻梁區(qū)和靠近排氣門的噴油器座孔的一側(cè)；熱-機(jī)耦合應(yīng)力作用下，缸蓋的最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在兩個(gè)進(jìn)氣門之間的鼻梁區(qū)和兩個(gè)排氣門之間的鼻梁區(qū)，缸蓋承受的最大拉應(yīng)力未超過(guò)材料的許容拉應(yīng)力；缸蓋的最小疲勞安全系數(shù)和最小疲勞壽命均滿足設(shè)計(jì)要求。

缸蓋；有限元；溫度場(chǎng)；順序耦合；應(yīng)力場(chǎng)

近年來(lái)隨著柴油機(jī)功率密度的不斷提高，氣缸蓋的可靠性已成為衡量柴油機(jī)耐久性的重要指標(biāo)之一[1]。而影響缸蓋的可靠性的關(guān)鍵性因素中，剛度或者強(qiáng)度不足(如火力面鼻梁區(qū)產(chǎn)生熱裂紋以及疲勞應(yīng)力等)是目前普遍關(guān)注的熱點(diǎn)。由于氣缸蓋在工作中會(huì)同時(shí)受到較強(qiáng)的機(jī)械負(fù)荷和高的熱負(fù)荷，只對(duì)其進(jìn)行單獨(dú)的熱分析或機(jī)械分析意義不大。因此，研究缸蓋在熱-機(jī)耦合作用下的應(yīng)力情況，對(duì)研究其失效形式和結(jié)構(gòu)優(yōu)化有重要意義[2]。

鑒于該型氣缸蓋結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，對(duì)缸蓋整體進(jìn)行實(shí)體建模，再針對(duì)缸蓋熱-機(jī)耦合問(wèn)題建立有限元計(jì)算模型，分析耦合作用下結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與剛度的情況，為氣缸蓋設(shè)計(jì)、優(yōu)化提供了參考依據(jù)。

1 有限元建模

1.1 缸蓋實(shí)體模型

采用PROE軟件，對(duì)缸蓋進(jìn)行了三維實(shí)體建模。為了保證分析的準(zhǔn)確性，對(duì)缸蓋的尺寸及主要結(jié)構(gòu)不作簡(jiǎn)化，但對(duì)那些影響網(wǎng)格劃分，卻又對(duì)結(jié)果影響很小的銷釘孔、螺紋孔、小倒角及測(cè)試孔等不予考慮[3]。缸蓋材料性能參數(shù)如表1，缸蓋三維實(shí)體模型如圖1。

表1 缸蓋材料屬性

圖1 缸蓋實(shí)體模型

1.2 缸蓋網(wǎng)格模型

由于缸蓋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，曲面較多，故采用對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)有很好適應(yīng)性的四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對(duì)缸蓋結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為使計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確，采用分區(qū)處理，將缸蓋內(nèi)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(qū)，然后進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分。

本模型劃分的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為183 814個(gè)，單元數(shù)為107 773個(gè)。對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行檢查，滿足分析要求。劃分好的網(wǎng)格模型如圖2所示。

1.3 缸蓋熱邊界條件

氣缸蓋溫度場(chǎng)分析最難確定的就是熱邊界條件。通常確定換熱規(guī)律是以傳熱學(xué)理論為基礎(chǔ)，對(duì)相關(guān)公式進(jìn)行修改或者補(bǔ)充，再根據(jù)氣缸蓋的結(jié)構(gòu)和冷卻方式，參考相似機(jī)型以確定氣缸蓋的換熱邊界條件。通過(guò)參考相關(guān)文獻(xiàn)，將氣缸蓋分為幾個(gè)區(qū)域，分別確定各區(qū)域的熱邊界條件，缸蓋分區(qū)圖如圖3所示。

圖2 缸蓋網(wǎng)格模型

參數(shù)名稱轉(zhuǎn)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(qū)圖

1) 火力面邊界條件

火力面?zhèn)鳠徇m用于第3類邊界條件，采用修正的Eichelberg公式[4]，如式(1)：

(1)

根據(jù)表2所示工況參數(shù)，利用AVL BOOST軟件進(jìn)行缸內(nèi)一維工作過(guò)程計(jì)算，得出缸內(nèi)一個(gè)循環(huán)的壓力、溫度和對(duì)流換熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系，如圖4所示。

為了得到缸蓋的穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)，采用平均對(duì)流換熱系數(shù)和平均燃?xì)鉁囟茸鳛榈谌愡吔鐥l件。采用下式對(duì)缸內(nèi)燃?xì)鉁囟群蛯?duì)流換熱系數(shù)分別取加權(quán)平均[5]，

(2)

通過(guò)參考同類機(jī)型缸蓋火力面的溫度分布情況[6]，在計(jì)算中對(duì)缸蓋火力面區(qū)域采用分區(qū)施加換熱系數(shù)的方法，將火力面分為3個(gè)區(qū)域，如圖5所示。

圖4 壓力、溫度和對(duì)流換熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系曲線

圖5 缸蓋火力面分區(qū)示意圖

分區(qū)確定后，各分區(qū)的面積Ai也就確定：

(3)

式中，Ai為第i個(gè)分區(qū)面積，A為火力面總面積，ri為第i區(qū)換熱系數(shù)與平均值的比。根據(jù)式(3)得到各分區(qū)對(duì)流換熱系數(shù)值aw，如表3所示。

表3 火力面分區(qū)及其換熱系數(shù)

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(shù)aw與循環(huán)水的流動(dòng)情況以及氣缸套表面的特性有關(guān)。由宗涅肯公式計(jì)算：

(4)

式中Wm為冷卻水的流速。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果，將水套壁面自下而上分為3個(gè)區(qū)，分別加載溫度和對(duì)流換熱系數(shù)。

3) 進(jìn)氣道壁面邊界條件

進(jìn)氣道壁面：此型號(hào)柴油機(jī)進(jìn)氣道為直流進(jìn)氣道，因此，取較小的對(duì)流換熱系數(shù)，而進(jìn)氣溫度取略高于環(huán)境溫度。

4) 排氣道壁面邊界條件

與進(jìn)氣道相比，排氣道的環(huán)境溫度要高得多，環(huán)境溫度與壁面溫度的差值也比較大，因此換熱系數(shù)較高。

5) 其他表面邊界條件

外表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)參考同類機(jī)型，換熱系數(shù)取經(jīng)驗(yàn)值，流體溫度取環(huán)境溫度；螺栓孔及工藝孔等取為絕熱邊界。

由于在網(wǎng)格劃分時(shí)采用分區(qū)處理，所以邊界條件加載簡(jiǎn)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(jī)械力邊界條件

缸蓋力學(xué)邊界有螺栓預(yù)緊力、燃?xì)鈮毫?、排氣門座圈過(guò)盈力，引起機(jī)械負(fù)荷的主要是缸蓋預(yù)緊力及燃?xì)鈮毫?。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(jié)果

1) 火力面燃?xì)庾饔?/p>

根據(jù)AVL BOOST的仿真，缸內(nèi)一個(gè)循環(huán)壓力曲線如圖4(a)，對(duì)應(yīng)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(yù)緊力

缸蓋與缸套之間用7個(gè)小螺栓聯(lián)接，按照手冊(cè)規(guī)定，每個(gè)螺栓的預(yù)緊力矩為0.15 kN·m，按照下式計(jì)算作用在每個(gè)螺栓上的預(yù)緊力：

Mt=k·p0·d·0.001

(5)

3) 大螺栓預(yù)緊力

按照手冊(cè)規(guī)定，將缸蓋與缸套的聯(lián)結(jié)體通過(guò)4個(gè)缸蓋螺栓固定于機(jī)體上，每個(gè)螺栓預(yù)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(guò)盈力

按照下式計(jì)算排氣門座圈處過(guò)盈力：

(7)

將計(jì)算出來(lái)的過(guò)盈力均布作用于座圈與排氣道的接觸區(qū)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(jī)體接觸面沿Z方向的位移為零。

2 缸蓋的溫度場(chǎng)及熱應(yīng)力計(jì)算

2.1 溫度場(chǎng)計(jì)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(chǎng)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(xiàn)在兩排氣門之間的鼻梁區(qū)、噴油器座孔靠近排氣門一側(cè)。由于鑄鐵的蠕變溫度約為540℃，故缸蓋的最高溫度未超過(guò)材料的蠕變溫度，因此，從熱負(fù)荷角度看，缸蓋材料和結(jié)構(gòu)是安全的。

圖7 缸蓋溫度場(chǎng)

2.2 熱應(yīng)力計(jì)算

將缸蓋有限元模型中的熱分析單元SOLID70轉(zhuǎn)化為結(jié)構(gòu)分析單元SOLID185，在此基礎(chǔ)上，加載溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果，得出缸蓋在溫度載荷下的熱應(yīng)力結(jié)果如圖8所示。

圖8 缸蓋熱應(yīng)力場(chǎng)

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

2.3 熱變形計(jì)算

缸蓋在溫度載荷下熱變形結(jié)果如圖9所示。

圖9 缸蓋的熱變形結(jié)果

從圖9可以看出來(lái)，缸蓋在溫度載荷下的最大熱變形量為0.35 mm，出現(xiàn)在缸蓋上表面的大螺栓孔附近以及火力面的兩個(gè)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(jī)械應(yīng)力分析

3.1 機(jī)械應(yīng)力計(jì)算

將1.4節(jié)的機(jī)械力邊界條件加載到缸蓋有限元模型上，得出其機(jī)械應(yīng)力場(chǎng)如圖10所示。

圖10 缸蓋機(jī)械應(yīng)力場(chǎng)

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

3.2 機(jī)械變形計(jì)算

缸蓋在機(jī)械載荷下的變形量如圖11所示。

圖11 缸蓋在機(jī)械載荷下的變形量

從圖11可以看出，缸蓋在機(jī)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(jìn)氣門之間的鼻梁區(qū)。此外，缸蓋螺栓孔處的機(jī)械變形也較大，大約在0.02 mm左右。

4 缸蓋熱-機(jī)耦合應(yīng)力分析

4.1 熱-機(jī)耦合應(yīng)力分析

將缸蓋溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果作為溫度載荷加載于缸蓋有限元模型；再將缸內(nèi)一個(gè)工作循環(huán)中的壓力如圖4(a)加載到缸蓋有限元模型上。如3.1節(jié)所述，在缸蓋有限元模型上加載機(jī)械載荷及固定約束，計(jì)算出缸蓋在熱-機(jī)械耦合作用下總體應(yīng)力場(chǎng)分布，如圖12所示。

圖12 缸蓋熱-機(jī)耦合應(yīng)力

從圖12可以看出，缸蓋在熱-機(jī)耦合作用下的最大應(yīng)力為327.7 MPa，且最大熱-機(jī)耦合應(yīng)力分布于缸蓋兩進(jìn)氣門之間的鼻梁區(qū)和兩個(gè)排氣門之間的鼻梁區(qū)；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(yīng)力值比較大。從整體來(lái)看，缸蓋的熱-機(jī)耦合應(yīng)力的最大值沒(méi)有超過(guò)材料的極限應(yīng)力(鑄鐵抗拉強(qiáng)度約為446～551 MPa)。

4.2 結(jié)構(gòu)變形分析

缸蓋在熱-機(jī)耦合作用下的整體結(jié)構(gòu)變形結(jié)果如圖13所示。

圖13 缸蓋熱-機(jī)耦合變形結(jié)果

從圖13可以看出，缸蓋在熱-機(jī)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(jī)耦合作用下基本沒(méi)有變形，這是由于缸蓋與缸套之間接觸面設(shè)置了Z向約束，而此處的螺栓孔表面設(shè)置了X、Y向約束。從整體來(lái)看，缸套在熱-機(jī)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(shè)置缸蓋材料的N-S曲線，采用GOODMAN理論計(jì)算缸蓋的疲勞壽命，采用DANG VAN疲勞理論計(jì)算缸蓋的疲勞安全系數(shù)，計(jì)算得出缸套的疲勞安全系數(shù)云圖及疲勞壽命云圖分別如圖14、圖15所示。

圖14 缸蓋結(jié)構(gòu)的疲勞安全系數(shù)云圖

圖15 缸蓋結(jié)構(gòu)的疲勞壽命云圖

從圖14可以看出，缸蓋結(jié)構(gòu)的最小疲勞安全系數(shù)為1.913，大于1，滿足設(shè)計(jì)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(qū)域疲勞安全系數(shù)均比較小。此外，缸蓋上表面大螺栓孔的外沿區(qū)域，疲勞安全系數(shù)也比較小，最先疲勞破壞的位置可能位于此區(qū)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(shè)計(jì)要求。同時(shí)可以看出，整個(gè)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(qū)域，疲勞壽命值比較小，接近1×1014。從整體來(lái)看，缸蓋的疲勞安全系數(shù)和疲勞壽命滿足設(shè)計(jì)要求。

6 結(jié)論

1) 由穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)分析得出，缸蓋最高溫度出現(xiàn)在兩排氣門之間的鼻梁區(qū)、靠近排氣門一側(cè)的噴油器座孔以及排氣門座圈環(huán)面；缸蓋的最高溫度未超過(guò)材料的蠕變溫度，因此，從熱負(fù)荷角度看，缸蓋材料和結(jié)構(gòu)是安全的。

2) 對(duì)缸蓋在實(shí)際工作中的熱-機(jī)耦合應(yīng)力進(jìn)行了計(jì)算，缸蓋在熱-機(jī)耦合作用下的最大應(yīng)力分布于缸蓋兩進(jìn)氣門之間的鼻梁區(qū)和兩個(gè)排氣門之間的鼻梁區(qū)；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(yīng)力值也比較大。但從整體來(lái)看，缸蓋的熱-機(jī)耦合應(yīng)力最大值沒(méi)有超過(guò)材料的極限應(yīng)力。

3) 對(duì)缸蓋實(shí)際工作中的疲勞壽命進(jìn)行分析，最易發(fā)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(qū)和缸蓋上表面大螺栓孔邊緣區(qū)域。從整體來(lái)看，缸蓋的疲勞安全系數(shù)和疲勞壽命仍滿足設(shè)計(jì)要求。

[1] 蓋洪武，程 頤，姚秀功．柴油機(jī)氣缸蓋結(jié)構(gòu)參數(shù)多目標(biāo)優(yōu)化[J]．汽車工程，2014(7)：828-832.

[2] 胡祝昌.基于多場(chǎng)耦合分析的柴油機(jī)氣缸蓋結(jié)構(gòu)仿真研究及疲勞壽命預(yù)測(cè)[D].太原：中北大學(xué)，2012.

[3] 曹海濱，王家宏．船用6300柴油機(jī)缸套熱負(fù)荷的有限元分析[J]．浙江海洋學(xué)院學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2006，25(4)：414-416．

[4] 萬(wàn)平原，謝志強(qiáng)．4120SG柴油機(jī)缸蓋溫度場(chǎng)及應(yīng)力分析[J]．中國(guó)水運(yùn)，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(xué)，2011：23-24．

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

(責(zé)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(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51079156)

伍鵬(1986—)，男，碩士研究生，主要從事動(dòng)力機(jī)械結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究。

10.11809/scbgxb2016.10.034

伍鵬，趙建華，劉琦，等.基于熱-機(jī)耦合的柴油機(jī)氣缸蓋強(qiáng)度研究[J].兵器裝備工程學(xué)報(bào)，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