柴油机缸盖有限元分析

摘要： 用Abaqus将对流热边界耦合至固体传热计算中，得到柴油机缸盖的温度场.在此基础上进行预紧力和爆发压力热应力2种工况的数值仿真.仿真结果可以帮助确定各影响因素造成的缸盖应力集中的主要位置，为结构设计和改进提供参考.

关键词： 柴油机； 缸盖； 热固耦合

中图分类号： TK422；TB115.1文献标志码： B

引言

气缸盖与缸套、活塞构成燃烧室空间.在气缸盖内一般有进排气道、冷却水腔、起动阀、安全阀和燃烧室等，并装有配气机构和喷油器等零部件.在柴油机工作过程中，缸盖承受很高的交变机械负荷与热负荷，是柴油机工作条件最为恶劣的零部件之一.同时，缸盖和缸套也是水冷式内燃机中重要的散热部件，其冷却水套内冷却液的流动和传热状况直接影响缸盖的使用寿命和可靠性[1].因此，正确分析缸盖的温度场和应力场是缸盖结构设计的依据，利用有限元法可大大缩短缸盖设计周期.

本文以柴油机缸盖为例，用有限元法计算缸盖的温度场、预紧工况机械应力、预紧力热耦合应力和预紧力爆发热耦合应力等，并分析各个不同工况对缸盖结构强度的影响，为结构设计改进提供参考.

1模型建立和网格划分

本文取一个缸，见图1，模型包含缸盖、缸套、垫片、刮油环、水套、机架（取部分结构）、喷油器组件、起动空气阀组件、进排气阀和进排气阀座等.起动空气阀和进排气阀只参与热分析计算，只关心阀与阀座和缸盖的传热效果，不参与与机械负荷耦合在一起的应力计算.模型的建立是进行数值模拟的重要前提.由于气缸盖的结构非常复杂，且与之相关的零部件较多，在保证计算结果的前提下，可对相关零部件和缸盖结构中一些细小部分进行适当简化.图 1有限元模型

图1中，模型采用精度较高的四面体二次单元，螺栓和垫片采用六面体网格，并保证各个接触面节点一致.完整的有限元模型共有1 142 469个节点，683 711个单元.

2边界条件

缸盖热边界条件采用传热第三类边界条件，设定边界的换热系数α和环境温度T.

冷却水侧和燃烧室内的温度、换热系数都是通过CFD计算后，把热边界映射到有限元面网格，得到有限元软件可以读取的文件.

对进、排气通道和进、排气阀，施加恒定的温度和换热系数值，该数值根据经验选定.本文进气通道和进气阀施加的气体温度设定为Tin=80 ℃，换热系数αin=200 W/（m2·K）；排气通道和排气阀施加的气体温度设定为Texh=500 ℃，换热系数αexh=400 W/（m2·K）.

预紧工况下，除考虑缸盖螺栓预紧力的影响外，还需考虑喷油器夹具螺栓、起动空气夹具螺栓和压力传感器夹具螺栓的预紧力.为精确地对缸盖进行应力分析，在施加边界条件时还需定义缸盖与相关零部件接触时的过盈量和间隙.

爆发热耦合应力工况下，将预紧载荷、爆发压力与计算得到的温度场共同作用在气缸盖模型上.爆发压力的施加见图2和3，分别在缸盖底部的燃烧面和刮油环的上部施加P=2.50×105 Pa（250 bar）的爆压.在缸套和刮油环的内表面，由于气体压力在竖直向下的方向上递减，因此在结构强度计算中施加线性方程的压力曲线.图 2缸盖底部和刮油环上部施加的气体力

图 3缸套和刮油环的内表面施加的气体力

进气阀座、排气阀座和起动空气阀座上所施加的气体压力，是由竖直方向上的爆压根据阀座的角度分解成法线上的力，见图4.

图 4阀座上的气体力

3计算结果分析

3.1温度场

由于排气温度较高，最高温度Tmax=394 ℃发生在缸盖底部的2个排气阀孔之间；另一个高温Tmax=368 ℃发生在进、排气阀孔和起动空气阀孔中间的区域.这是因为起动空气阀孔周围只布置一层冷却水钻孔，而其他区域则布置上、下2层冷却水钻孔，所以高温会在起动空气阀孔周围出现，见图5.由于结构布置的限制，目前没有更好的改进方法.由于缸盖材料的屈服温度为470 ℃，排气温度虽高，仍在限制范围内，所以可以接受.图 5缸盖底部壁面温度分布， ℃

缸盖底部燃烧区域内水侧的温度分布和沸腾曲线见图6，可以看出最高温度Tmax=193 ℃在沸腾曲线的下部，远离烧毁点242 ℃，所以不会发生对换热效果不利的膜态沸腾.

图 6火焰区的水侧温度分布和沸腾曲线

3.2缸盖应力分析

应力分析是评价缸盖安全性的基本内容，局部应力集中会引起缸盖的热裂.缸盖受的应力比较复杂，一般以校核缸盖的最大、最小主应力作为评判的准则.

预紧载荷下最大主应力云图见图7，可知，在预紧载荷工况下，气缸盖的最大主应力的最大值发生在起动空气阀螺栓孔的周围，其最大值为455 MPa，已超出缸盖材料的抗拉强度.此时，其应力应变关系已不是线性关系，但由于有限元程序在计算时将应力应变关系按线性关系处理，所以该处的计算应力值只能反映此处应力已经超过屈服点，而不能反映其真实应力值，计算应力值大于真实应力值[2].在爆发热载荷工况下，气缸盖的最大主应力的最大值主要发生在2个地方：一个仍然发生在起动空气阀螺栓孔的周围，且最大值比预紧载荷工况下的值要大；另一个最大主应力的最大值发生在排气阀座通向喷油器孔的冷却钻孔处，其应力值达到968 MPa.2个最大值都超出材料的抗拉强度.爆发热载荷下最大主应力云图见图8.

图 7预紧载荷下最大主应力云图， MPa

图 8爆发热载荷下最大主应力云图， MPa

预紧载荷、爆发热载荷工况下的最小主应力见图9和10.

图 9预紧载荷下最小主应力云图， MPa图 10爆发热载荷下最小主应力云图， MPa

由图9和10可知，缸盖螺栓预紧力引起的压应力较高，最大压应力主要集中在缸盖火力面，其最大值为748 MPa；在爆发热载荷工况下，最大压应力值主要集中于起动空气阀孔、喷油器孔与进、排气孔之间.显然，缸盖底板的高温载荷是形成上述气缸盖应力分布变化的根本原因，由于应力的变化幅值很大，缸盖底板的鼻梁处容易发生低周疲劳失效.

4结论

（1）最高温度在2个排气阀孔中间，接近于400 ℃，温度值相当高，但仍在可接受范围内.

（2）缸盖局部最大和最小主应力超过材料的抗拉、抗压极限.

（3）缸盖螺栓和起动空气阀螺栓的预紧力可以适当降低，但仍要保证各零部件之间的接触压力不能低于要求值.

（4）缸盖燃烧区的冷却钻孔需进行优化设计，以改善缸盖底部的高温负荷.

参考文献：

[1]史绍熙. 柴油机设计手册（上册）[M]. .北京： 中国农业机械出版社， 1984， 741781.

[2]刘金祥， 廖日东， 张有， 等. 6114柴油机缸盖有限元结构分析[J]. 内燃机学报， 2004， 22（4）： 367372.

（编辑武晓英）

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