基于熱機耦合的氣缸蓋強度分析

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

基于熱機耦合的氣缸蓋強度分析

朱小平，白 曙，陳 陽

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

氣缸蓋在工作過程中受載復雜，包括裝配載荷、熱載荷和爆壓載荷。因此，在有限元分析中需要采用熱機耦合的方法才能得到可靠的計算結果。針對耐久性試驗中出現的缸蓋開裂問題，采用熱機耦合方法計算分析了缸蓋的溫度場、應力場和高周疲勞安全系數。計算結果表明，缸蓋確實因存在疲勞安全系數不足而導致開裂。

氣缸蓋 溫度場 應力場 疲勞安全系數

1 前言

氣缸蓋是發動機最核心、最復雜的工作零件之一，其作用是密封氣缸的頂部，并與活塞和缸套共同組成發動機的工質燃燒和做功空間。氣缸蓋的結構非常復雜，其中進、排氣道負責氣體交換和氣流組織；水套負責組織水流對缸蓋進行冷卻。因此，氣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]。氣缸蓋在工作過程中承受著交變載荷，容易形成疲勞破壞。

在某機型缸蓋的耐久試驗過程中，缸蓋頂板區域出現了裂紋，為找到開裂的原因，對缸蓋進行了有限元分析。

在分析過程中，綜合利用流體動力學軟件和有限元軟件對缸蓋進行了熱機疲勞分析，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。

通過計算發現，缸蓋頂板存在著安全系數不足的區域，與試驗中出現的裂紋位置基本一致。由此也表明缸蓋確實因疲勞安全系數不足而導致開裂。

2 計算方法和仿真模型的建立

2.1 計算方法

柴油機在工作運行時，氣缸蓋承受著裝配載荷、熱載荷和燃氣壓力載荷。因此，要對氣缸蓋強度做出正確評價，就需要考慮熱載荷和機械載荷同時作用下的氣缸蓋的應力狀態，即熱機耦合下的應力狀態。

熱載荷通過熱傳遞分析來得到。因此氣缸蓋的強度計算可分為2個主要的步驟，即熱傳遞分析和

結構分析。

來稿日期：2013-08-29

熱機耦合方法分為順序耦合和直接耦合。本文計算中選用更方便、更靈活的順序耦合分析方法。首先對模型施加熱分析的初始條件和邊界條件，計算得到模型的溫度場。然后把模型的節點溫度作為結構分析的耦合載荷和邊界條件共同施加到模型上，得到結構分析的應力場[2]，最后計算得到模型的高周疲勞強度。整個分析流程如圖1所示。

圖1 氣缸蓋熱機疲勞分析流程

2.2 氣缸蓋仿真模型的建立

本次分析對象為某6缸柴油機。考慮到氣缸蓋各缸結構及其所受載荷的相似性，為提高計算效率，減少計算工作量，取4、5和6缸進行分析。

模型中包括缸蓋、機體、缸墊、缸蓋螺栓、噴油器、噴油器螺栓、噴油器墊片、氣門座圈、氣門導管和缸套。計算中考慮材料屬性隨溫度的變化，限于篇幅，表1僅列出主要部件20℃常溫下的材料屬性。

表1 主要零件材料屬性表

有限元網格的劃分需要考慮單元類型和單元數量方面的問題。氣缸蓋結構非常復雜，因此本文采用二階四面體單元進行建模，對重要區域進行網格細化，建立的模型如圖2所示。

圖2 氣缸蓋分析網格模型圖

3 氣缸蓋的溫度場分析

3.1 溫度場計算邊界條件

氣缸蓋溫度場計算熱邊界條件包括冷卻液側和燃氣側，冷卻液側由CFD軟件計算得到，燃氣側主要包括氣缸蓋底面邊界條件和氣缸蓋進排氣道壁面的邊界條件。

柴油機氣缸蓋處于高溫、高壓等復雜工況下工作，實際熱邊界條件受到很多內、外界因素的影響，是無法精確求出的。因此根據經驗公式求出平均放熱系數和平均介質溫度，再根據試驗中測量的溫度值反復修正熱邊界，最終達到計算溫度與實測點溫度值相吻合為止[3]。標定工況下，各表面的穩態傳熱熱邊界條件如下：

（1）自由表面：氣缸蓋暴露于大氣環境中的表面即為自由表面。這些表面的傳熱特點是它們與周圍環境的傳熱非常微弱，故取平均傳熱系數為20 W/(m2·K)，周圍的環境溫度為30℃。

（2）進氣道表面：進氣道內空氣的換熱系數通常在150～500 W/(m2·K)之間。本計算取傳熱系數為250 W/(m2·K)，環境溫度取為50℃。

（3）排氣道表面：排氣道表面換熱系數推薦值在200～500 W/(m2·K)之間。本計算取傳熱系數為450 W/(m2·K)，環境溫度根據試驗測定值取660℃。

（4）燃燒室表面：由于柴油機工作過程中燃燒室中發生換氣、燃燒等復雜過程，加之氣缸蓋結構復雜，使這一邊界的環境溫度和換熱系數情況極為復雜，且隨時間不斷變化。本文按照大多數文獻的處理方法采用平均溫度（也稱等效溫度）作為環境溫度。由于燃燒室表面各類條件的不同，換熱系數也不盡相同。為了提高計算精度和方便修正邊界條件，將燃燒室表面劃分為8個區域[4]，加載不同對流換熱系數及溫度。圖3為火力面劃分圖，表2為根據試驗修正后加載的參數值。

圖3 火力面表面分區示意圖

表2 各區域的傳熱邊界條件

3.2 溫度場計算結果

圖4為溫度場的計算結果。由圖中可以看出，鼻梁區及噴油器孔附近溫度較高，氣缸蓋最高溫度為342.2℃，滿足材料許可溫度的要求。

圖5為該型號氣缸蓋的溫度場試驗測點分布情況，共布置了16個測點。表3是試驗值和計算值的對比。可以看出，誤差均在5%以內，說明缸蓋溫度場的計算結果是可靠的。

圖4 氣缸蓋溫度場分布圖

圖5 試驗測點分布圖

4 缸蓋的應力場分析

4.1 應力場計算邊界條件

載荷邊界主要為裝配預緊載荷和爆發壓力。計算中缸蓋螺栓擰緊力矩為265～285 N·m；噴油器螺栓擰緊力矩為40～49 N·m；氣門座圈過盈量（半徑）為0.043 5 mm；氣門導管過盈量（半徑）為0.015 mm；最大爆壓為16.5 MPa，輪流作用于各缸。

位移約束邊界包括第4缸截面的對稱約束和機體底面的全約束邊界。

4.2 應力場計算結果

本文共計算了5種工況：工況1為裝配載荷工況；工況2為裝配載荷疊加熱載荷工況；工況3為工況2的基礎上在第4缸施加爆發壓力；工況4為工況2

的基礎上在第5缸施加爆發壓力；工況5為工況2的基礎上在第6缸施加爆發壓力。圖6～圖10為各工況下缸蓋的應力分布圖。

表3 試驗值和計算值得對比

由圖中可以看出，熱載荷的影響很大。在5個工況中，氣缸蓋的最大應力為237.1 MPa，低于氣缸蓋材料的許可強度。

5 氣缸蓋的疲勞強度分析

5.1 高周疲勞強度的計算

氣缸蓋在運行時承受著穩態載荷（裝配載荷和熱載荷）以及交變載荷（工作載荷）的共同作用。

圖6 工況1下氣缸蓋整體應力分布圖

圖7 工況2下氣缸蓋整體應力分布圖

圖8 工況3下氣缸蓋整體應力分布圖

圖9 工況4下氣缸蓋整體應力分布圖

本文采用FEMFAT軟件的Trans-MAX通道對氣缸蓋進行無限壽命的高周疲勞計算。計算時選擇最

危險的工況組合以得到最小安全系數，也即工況2至工況5。計算中考慮幾個最重要的影響因素，包括表面粗糙度、加工工藝等。另外，有限元模型和載荷數據各考慮5%的偏差，因此，所需的安全系數設定為1.1。計算得到的疲勞安全系數分布如圖11所示。由圖中可以看出，氣缸蓋疲勞安全系數存在低于所需值1.1的區域。

圖10 工況5下氣缸蓋整體應力分布圖

5.2 計算結果與試驗的對比

圖12為氣缸蓋疲勞安全系數低于所需值1.1區域的截圖。該區域疲勞安全系數最小值為0.83，出現在圓角處。圖13為耐久試驗中出現裂紋處的截圖，由此可以得出仿真計算得到的安全系數不足區域與試驗中出現裂紋區域基本一致。

圖11 氣缸蓋疲勞安全系數分布圖

6 結論

本文通過熱機耦合方法計算了氣缸蓋的溫度場、應力場和高周疲勞安全系數，結論如下：

（1）氣缸蓋最高溫度為342.2℃，出現在進氣門和排氣門之間鼻梁區，溫度滿足材料許可溫度的要求。

圖12 安全系數不足區域截圖

圖13 缸蓋裂紋處

（2）氣缸蓋所受最大應力值為237.1 MPa，符合材料的許可強度要求，熱載荷對氣缸蓋的應力影響很大。

（3）氣缸蓋的高周疲勞安全系數存在低于1.1的區域，與試驗中裂紋出現位置基本一致。

1肖翀，左正興．柴油機氣缸蓋的耦合場分析及應用[J]．車用發動機，2006（4）：26-29．

2夏春晶，劉玉鳳等．氣缸蓋蠕變－疲勞壽命預測[J]．失效分析與預防，2008（1）：59-63．

3李春玲．柴油機氣缸蓋溫度場數值模擬[J]．柴油機設計與制造，2006（2）：18-20．

4董非．考慮沸騰傳熱的內燃機流-固耦合及熱負荷問題的數值模擬與應用研究[D]．江蘇大學，2010：69-70．

Strength Analysis of Cylinder Head Based on Mechanical-thermal Coupled Method

Zhu Xiaoping,Bai Shu,Chen Yang
（Shanghai Diesel Engine Co.,Ltd,Shanghai 200438,China）

Loads on the cylinder head are very complicated during engine operation,which include assembly load,thermal load and gas load.Hence,the acceptable results of finite element analysis should be obtained with mechanical-thermal coupled method.To cope with the crack problem of a cylinder head during the durability test,the mechanical-thermal coupled method was used to calculate the temperature field,the stress field and the high cycle fatigue safety factor of the cylinder head.The calculated results indicated that the cylinder head cracked due to the low fatigue safety factor.

cylinder head,temperature field,stress field,fatigue safety factor

朱小平（1987-），男，工程師，主要研究方向為結構疲勞可靠性。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.04.006