某缸蓋熱機疲勞分析

摘要：利用AVL-Fire對缸內工作過程和水套進行CFD分析，得到缸內及水套壁面的熱邊界條件，通過有限元技術把對流熱邊界耦合至固體傳熱的計算中，達到共軛傳熱的目的；分別完成了機械載荷和溫度載荷下的缸蓋應力計算，結合經過溫度修正的材料特性，計算得到疲勞安全因子分布。分析結果表明：對于缸蓋疲勞而言，熱載荷貢獻明顯大于機械載荷；缸蓋設計滿足使用要求。

關鍵詞：缸蓋；熱邊界；流固耦合；熱機疲勞

中圖分類號：TK422 文獻標識碼：A

The Thermal –Mechanical Fatigue Analysis of a Cylinder Head

Deng Banglin，Liu Jingping，Yang Jing，Zhao Zhichao，Fu Jianqin

(Research Center for Advanced Powertrain Technology， Hunan Univ，Changsha，Hunan410082，China）

Abstract: Applied with AVL-Fire， the CFD analysis was carried out on the in-cylinder and water jacket. In order to achieve the conjugate heat transfer， the convection thermal boundary conditions were coupled to the calculation process of the solid heat conduction by FE technology. The calculation of the cylinder head stress under the mechanical and thermal load were done respectively. Finally， analyzed the mechanical-thermal fatigue integrating the material properties which corrected by temperature， and access to the safe factor. The results show that in terms of the fatigue of cylinder head， the contribution of thermal load is greater than the mechanical load obviously. The results also show that the cylinder head design meet it’s work demand.

Keyword: Cylinder Head; Thermal Boundary; Fluid-Solid Coupling; Mechanical-Thermal Fatigue

引言

氣缸蓋是發動機最核心、最復雜的工作零件之一，其燃燒室與活塞、缸套共同組成發動機的工質燃燒和做功空間；進、排氣道負責氣體交換和氣流組織；水套負責組織水流進行缸蓋冷卻。所以，缸蓋功能的實現是由流場、溫度場、應力場等多個物理場共同作用決定的[1]。如此，發動機受熱件的可靠性受機械和熱負荷的綜合影響，并分高周[2]、低周[3]兩種分析方法。本文綜合利用流體動力學和有限元軟件對某柴油機缸蓋進行熱機疲勞分析。充分考慮流體和固體的共軛傳熱，以及機械與熱載荷的耦合作用對缸蓋疲勞特性的影響。

1 共軛傳熱基本原理

對于某些流體與固體之間的對流換熱問題，熱邊界條件無法預先給定，而是受到流體與壁面之間相互作用的制約[4]。這時無論界面上的溫度還是熱流密度都應看成是計算結果的一部分，而不是已知條件[5]。像這類熱邊界條件是由熱量交換過程動態地加以決定而不能預先規定的問題，稱為共軛傳熱亦即耦合傳熱問題。

流固耦合傳熱計算的關鍵是實現流體與固體或交界壁面處的熱量傳遞。由能量守恒可知，在流固耦合界面處，固體傳出的熱量應等于流體吸收的熱量。采用公式（1）來描述這一守恒，聯接實體的Fourier熱傳導方程和流體的對流換熱控制方程[6]。

（1）

式中， 為固體的導熱系數， 為局部對流換熱系數， 為流體溫度， 為壁面溫度。

流體側，采用 湍流模型來計算流體與壁面的對流換熱邊界條件。換熱邊界被分為層流區域和湍流區域，其中層流區域的換熱系數為[7]：

（2）

其中， 為流體比熱， 為流體動力粘度， 為Prandtl數， 為單元中心至壁面的法向距離。

對于 >11.06的湍流區域，換熱系數為：

（3）

其中， 為卡門常數， 為常數， 為函數項， 為無量綱距離函數：

（4）

式中， 為流體密度， 為流體切向速度。

固體側，內燃機固體結構的傳熱為穩態導熱問題，一般假設零件為常物性并無內熱源，其控制方程為：

2 缸蓋熱機疲勞分析流程

對于缸蓋的溫度場計算來說，缸內及水套的換熱條件極為重要，所以要想精確的捕捉到換熱條件及后續的溫度梯度，必須把缸內及水套與壁面的共軛傳熱納入其流程中。圖1為缸蓋熱機疲勞分析過程。可以看到，缸內計算時邊界條件從一維熱力學計算得到；缸蓋溫度場計算時缸內和水套壁面熱邊界從CFD計算得到。從而保證了計算的延續性與可操作性。熱機耦合方面，最大爆發壓力于各缸的輪流作用構成了動應力循環，而熱應力和裝配應力（包括螺栓預緊力和座圈過盈裝配預緊力）視為常應力，而材料特性經過溫度修正。可以說，整個過程有理有據，步驟清晰，具有較大的工程應用意義。

本文所分析發動機基本參數如表1所示。

3 缸內工作過程CFD計算

發動機缸內工作過程指從進氣至排氣結束，包含噴霧、燃燒、物質傳輸和排放物生成等一系列強烈瞬變和多場耦合過程。是各種熱機和燃燒裝置中最為復雜的[8]。本文利用專業的內燃機CFD軟件AVL-Fire模擬這一過程。圖2所示為各階段的網格。計算中，進口給定隨曲軸轉角變化的流量及溫度，如圖3所示；出口給定隨曲軸轉角變化的靜壓，壁面給定溫度；除此之外，還需對噴霧、燃燒、排放等模型進行一系列設置，限于篇幅，這里不再詳述。

a）進氣階段 b）燃燒階段c）排氣階段

出口靜壓曲線

Fig.4Static pressure of the outlet

4 水套CFD計算

發動機水套由缸體、缸蓋、缸墊、機油冷卻器等空腔組成，結構非常復雜。在AVL-Fire中采取高級混成法劃分網格，以六面體為主，網格總數超過400萬，如圖5所示。邊界條件：進口為水泵流量1.44kg/s，溫度為363K；出口為靜壓1bar；缸蓋壁面溫度為393K；缸體（包括機油冷卻器）壁面溫度為373K；流體為50%水和50%添加劑（GLYCOL）構成的混合物；初始條件：壓力1.1bar，溫度373K。

水套CFD網格

Fig.5CFD meshes of water jacket

5 缸蓋溫度場計算

5.1 網格劃分

計算中，由于不關注缸體應力，缸體采取簡化模型來代替，用于施加和缸蓋及螺栓的接觸條件。整個模型一共產生983839個單元，246702個節點，其網格如圖6所示。

缸蓋組件有限元網格

Fig.6Finite element meshes of cylinder head components

5.2 熱邊界條件

CFD計算之后，把熱邊界映射到有限元面網格，得到有限元軟件可以讀取的文件。各耦合面換熱系數分布如圖7所示。

a）燃燒室 b）排氣道

c）進氣道 d）水套

e）排氣座圈

f）進氣座圈

各表面換熱系數

Fig.7Surface heat transfer coefficient

5.3 材料特性

缸蓋材料為ZL101A，其密度2.7×10-9 T/mm3，楊氏模量47GPa，泊松比0.3；其它隨溫度變化的參數如表2所示。

給出了缸蓋溫度場結果。從中看到，缸蓋最高溫度為203°C，出現于兩排氣門座圈之間，后端溫度較高是因為這里作為EGR通道，受高溫排氣的“加熱”；從剖開視圖看，兩排氣道之間，由于高溫排氣匯集于此，熱流密度大，加上此處鑄造堆積的材料較“厚實”，故成為高溫點。一般而言，鑄造鋁合金要求工作溫度≤260°C，缸蓋溫度遠在此要求之下。這得益于缸內工作熱負荷不高以及良好的冷卻水流組織（可從前面熱邊界看出）。

a）溫度場整體分布

b）沿氣缸中心切開（Ⅰ-Ⅰ截面旋轉）視圖

圖8 缸蓋溫度場

Fig.8Temperature field of cylinder head

6 缸蓋機械應力及熱應力計算

缸蓋機械載荷主要為預緊力和爆發壓力。計算中螺栓預緊力為68000N；座圈過盈量為0.034mm（半徑過盈量）；最大爆發壓力為16MPa，輪流作用于各缸。

圖9和圖10給出了預緊力工況及預緊力+爆發壓力工況下的缸蓋應力分布，從中看到，螺栓預緊力作用范圍較小，引起的應力較高，但以壓應力為主；在預緊力和爆發壓力共同作用下，缸蓋火力面應力并不大，主要集中于預熱塞孔尖端處和兩排氣座圈之間；圖11給出了缸蓋在僅作用溫度載荷下的熱應力分布，最大值為80.89MPa，出現于進、排氣門座圈之間，這里恰是溫度梯度較大處（參考圖8）。

預緊力工況應力分布

Fig.9 Stress distribution under preload

預緊力+爆發壓力（第三缸最大）工況應力分布

Fig.10 Stress distribution under preload plus boost pressure (largest at the third cylinder) work condition

缸蓋熱應力分布

Fig.11Thermal-stress distribution of cylinder head

7 缸蓋熱機疲勞計算

按發火順序以最大爆發壓力輪流作用于各缸構成動應力循環進行疲勞分析，而預緊力和熱應力作為常應力。采用S-N方法和線性累積損傷理論進行疲勞計算，并利用溫度場修正材料的S-N曲線。

計算得到的熱機疲勞安全因子分布如圖12所示。從中看到，安全因子最低為1.37，滿足缸蓋強度要求，最小值出現于進、排氣門座圈之間，而此處恰好是溫度梯度最大處，說明溫度分布對于缸蓋的可靠性致關重要。安全因子分布于各缸之間略有差別。

缸蓋熱機疲勞安全因子分布

Fig.12Mechanical-thermal fatigue safety factor distribution of cylinder head

8 結論

（1）缸蓋最高溫度203°C，出現于兩排氣門座圈之間，溫度滿足材料許可溫度要求，主要得益于缸內工作熱載荷不高及良好的冷卻水流組織；

（2）螺栓預緊力產生的應力最高296.6MPa，出現于螺栓搭子根部，以壓應力為主；溫度載荷作用下，最大應力81MPa，出現于溫度梯度較大的進排氣門座圈之間；

（3）缸蓋熱機疲勞安全因子最小為1.37，滿足工作強度要求，最小值出現于進、排氣門座圈之間，恰好是溫度梯度最大處，說明溫度分布對于缸蓋可靠性的重要性，也表明溫度載荷對缸蓋的疲勞貢獻大于機械載荷；

（4）通過流固耦合，可以較為精確的捕捉到缸蓋的換熱條件，是內燃機高溫零件傳熱分析的得力手段。通過熱機耦合可以充分考慮高溫零件在機械和熱載荷綜合作用下的疲勞特性。

參考文獻

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