氣缸蓋周期性瞬態應力場仿真分析

司東亞， 駱清國， 許晉豪， 尹洪濤， 趙　耀

(裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072)

?

氣缸蓋周期性瞬態應力場仿真分析

司東亞， 駱清國， 許晉豪， 尹洪濤， 趙耀

(裝甲兵工程學院機械工程系， 北京 100072)

摘要：為研究燃氣壓力作用下氣缸蓋周期性瞬態應力場，首先建立了發動機氣缸蓋、氣缸體、氣缸套和螺栓的裝配體模型并進行了網格劃分，然后計算了機械載荷作用下4個工作循環內氣缸蓋火力面瞬態應力場，并與考慮氣缸蓋溫度場時火力面瞬態應力場進行了對比分析。研究表明：燃氣壓力波動會造成氣缸蓋火力面周期性的應力波動，考慮溫度場時火力面應力大小和波動幅值比單獨考慮機械載荷時明顯增加，最大應力位于進、排氣門之間的“鼻梁區”，與氣缸蓋實際易產生裂紋位置相符，驗證了計算結果的準確性。

關鍵詞：氣缸蓋； 瞬態應力場； 燃氣壓力； 熱機耦合

氣缸蓋是發動機結構最為復雜的零部件之一，其火力面“鼻梁區”產生裂紋是氣缸蓋最常見的損傷失效形式[1-3]。氣缸蓋與氣缸套、活塞等共同組成發動機的燃燒室，火力面與高溫燃氣直接接觸，承受著很高的熱負荷。同時，伴隨著發動機進氣、壓縮、做功、排氣4個沖程，缸內燃氣壓力也周期性地劇烈波動。因受到計算速度和存儲空間的限制，前期氣缸蓋應力場的研究以穩態仿真計算為主[4-6]，有關氣缸蓋在動態載荷作用下的瞬態應力研究則很少[7-9]，缸內燃氣壓力波動對氣缸蓋疲勞損傷的影響規律尚不清楚。

基于此，筆者首先建立氣缸蓋、氣缸體、氣缸套和螺栓的裝配體模型，然后對燃氣壓力作用下氣缸蓋火力面應力場進行瞬態動力學計算。在計算時設置2種載荷工況：1)單獨考慮機械載荷，包含缸內燃氣壓力以及螺栓預緊力；2)除機械載荷外，還考慮溫度場，對氣缸蓋進行瞬態熱機耦合計算。得到2種載荷工況下缸內燃氣壓力造成的火力面瞬態應力波動情況，并進行對比分析。

1模型建立與邊界條件施加

1.1模型建立

研究對象為某6v150柴油機，其額定功率為404 kW，額定轉速為2 200 r/min。根據發動機結構的對稱性，選取其中某一缸進行分析，通過Pro/E建立氣缸蓋、氣缸體、氣缸套和8個螺栓(主、副螺栓各4個)的幾何模型，然后將模型分別導入ANSYS/DM 模塊進行裝配并作適當簡化，裝配體幾何模型如圖1所示。由于氣缸蓋結構復雜，不規則曲面較多，ANSYS自動劃分網格較為困難，故采用ICEM對氣缸蓋進行網格劃分，裝配體網格劃分如圖2(a)所示；氣缸蓋火力面最易產生裂紋而破壞，因而在網格劃分時對火力面網格進行細化處理，如圖2(b)所示。裝配體有限元模型的網格節點數為4 823 403，網格單元數為3 325 507。

圖1裝配體幾何模型

圖2裝配體有限元模型

1.2邊界條件施加

網格劃分之后，需要進一步確定模型的邊界條件。邊界條件施加的合理性對計算結果的準確性影響很大。對該裝配體施加的邊界條件主要有約束邊界條件、接觸邊界條件以及載荷邊界條件3種[10]。

1.2.1約束邊界條件

考慮到發動機結構的對稱性，建模時只選取了其中1個氣缸，因而需要在模型上施加對稱約束(symmetry)，主要施加在氣缸蓋、氣缸體和主螺栓截面上，如圖3(a)所示。選取氣缸體、氣缸套和主、副螺栓底面施加固定約束(fixed support)，如圖3(b)所示。施加固定約束可較好地清除各位置的位移分量，使部件的固定方式更接近真實工況。

圖3約束邊界

1.2.2接觸邊界條件

2個相互獨立的有限元模型表面互相碰觸并且相切，這種狀態稱為接觸狀，相互接觸的表面定義為一個接觸對[11]。該裝配體包含較多的接觸對，在氣缸蓋與氣缸體、氣缸蓋與螺栓等兩兩接觸的部件之間設置面面接觸，接觸類型設置為綁定(boned)。

1.2.3載荷邊界條件

該模型承受的載荷主要有機械載荷和熱載荷2種，其中機械載荷包括缸內燃氣壓力和螺栓預緊力。

施加燃氣壓力時，忽略其分布不均勻性，將其以均布面力的形式直接施加在氣缸蓋火力面上。螺栓預緊力施加在8個螺栓的圓柱面上，如圖4所示，其中：A,B,…,H分別為8個螺栓上預緊力施加的位置；主螺栓上預緊力為98 kN，副螺栓上預緊力為49 kN；由于在主螺栓上施加了對稱邊界，故主螺栓上施加的預緊力減半，也為49 kN。

圖4螺栓預緊力施加在8個螺栓的圓柱面上

熱機耦合分析時需要考慮模型熱載荷。熱載荷可通過裝配體模型與冷卻水進行流固耦合傳熱仿真來獲得[11]，將計算得到的氣缸蓋溫度場以體載荷的形式直接施加在有限元模型上。

2機械載荷作用下瞬態應力分析

選取額定工況點(2 200 r/min)作為計算工況點，在主、副螺栓上施加預緊力，在火力面施加燃氣壓力。燃氣壓力通過發動機缸內工作過程仿真獲得。首先進行靜力學分析，分別選擇缸內燃氣爆發壓力和燃氣最小壓力施加在火力面上，計算氣缸蓋穩態應力場；然后進行瞬態動力學分析，在火力面施加隨時間變化的缸內燃氣壓力，計算氣缸蓋瞬態應力場變化情況。

2.1氣缸蓋靜力學分析

通過發動機缸內工作過程仿真得到一個工作循環內燃氣壓力隨曲軸轉角的變化曲線，如圖5所示。可以看出：額定工況時缸內最小燃氣壓力為0.203 MPa，燃氣爆發壓力為12.31 MPa。

圖5一個工作循環內燃氣壓力隨曲軸轉角變化曲線

計算得到施加爆發壓力和最小燃氣壓力時火力面 “鼻梁區”應力分布情況，分別如圖6、7所示。可以看出：1)2種載荷下氣缸蓋火力面應力分布比較接近，其最大值分別為19.84、22.482 MPa，應力最大的區域為進氣門之間的“鼻梁區”；2)燃氣壓力增加使得火力面最大應力略有下降，這是因為火力面的應力以預緊力產生的拉應力為主，燃氣爆發壓力作用在火力面產生壓應力，二者相抵使得火力面危險點的應力水平下降。

圖6施加爆發壓力時火力面“鼻梁區”應力分布

圖7施加最小燃氣壓力時火力面“鼻梁區”應力分布

2.2氣缸蓋瞬態動力學分析

對氣缸蓋進行靜力學分析之后，需要對其進行瞬態動力學計算與分析，以考察動態載荷作用下氣缸蓋瞬態應力場的變化規律。選取額定工況下4個工作循環(0.218 17 s)進行研究，瞬態計算時采用自動時間步長的方法，設置初始步數為100，最大步數為200。4個工作循環的火力面燃氣壓力及“鼻梁區”最大應力如圖8所示。可以看出：1)在第1個工作循環的火力面“鼻梁區”最大應力仿真結果難以收斂，應力波動頻繁，一段時間后計算收斂，從收斂后的計算結果看，火力面鼻梁區最大應力波動周期性明顯，燃氣壓力峰值對應火力面鼻梁區應力的谷值；2)在爆發壓力時刻鼻梁區最大應力值為19.9 MPa，在最小燃氣壓力時刻最大應力值為22.6 MPa，瞬態計算得到的火力面鼻梁區應力大小、分布與靜態計算結果十分接近，應力波動幅值約為2.7 MPa。

圖8火力面燃氣壓力及“鼻梁區”最大應力

3熱機耦合作用下瞬態應力分析

發動機工作時，氣缸蓋火力面與高溫燃氣直接接觸，承受很高的熱負荷。因此，有必要對氣缸蓋進行熱機耦合研究，以考察受熱條件下周期性燃氣壓力波動對氣缸蓋瞬態應力場的影響。

由于熱慣性，發動機在穩定或者過渡工況下工作時氣缸蓋的溫度變化范圍不大，火力面周期性的瞬態換熱邊界條件對氣缸蓋的整體溫度場影響很小，可近似認為氣缸蓋的溫度場是穩定的[12-13]。通過流固耦合傳熱仿真獲得額定工況下氣缸蓋穩態溫度場，如圖9所示。可以看出：氣缸蓋最高溫度達到301.06 ℃，位于排氣門“鼻梁區”，而進氣門“鼻梁區”溫度則較低。這是由于高溫燃氣排出時對排氣門區域起到加熱作用，而進氣門區域在新鮮空氣流入時受到冷卻，因而排氣門溫度明顯高于進氣門。

圖9額定工況下氣缸蓋穩態溫度場

將氣缸蓋穩態溫度場以體載荷形式導入進行瞬態熱機耦合分析，瞬態計算設置2個載荷步：第1個載荷步計算時長為0.025 s，施加螺栓預緊力以及最小燃氣壓力，計算在第1個載荷步收斂，這樣可避免施加瞬態燃氣壓力初期出現計算不穩定的現象；第2個載荷步計算時長為4個工作循環(0.218 17 s)，導入穩態溫度場，同時將螺栓預緊力定義為“lock”，在火力面施加4個工作循環的燃氣壓力，如圖10所示。圖11為計算得到的氣缸蓋火力面“鼻梁區”最大應力時間歷程，圖中：A為起始燃氣壓力最小時刻；B為燃氣壓力最大時刻；C為燃氣壓力下降時刻；D為燃氣壓力上升時刻。從圖11可以看出：

圖104個工作循環缸內燃氣壓力

圖11火力面“鼻梁區”最大應力時間歷程

1)火力面“鼻梁區”應力波動與燃氣壓力波動同步，具有明顯的周期性。

2)考慮溫度場時，火力面最大應力為656.7 MPa，與機械載荷單獨作用時的應力最大值(22.6 MPa)相比有顯著增加，應力波動幅值也從2.2 MPa增大到6.1 MPa，表明氣缸蓋火力面受到的載荷以熱應力為主，燃氣壓力變化造成的應力波動相對較小。

3)考慮溫度場時，爆發壓力時刻的火力面應力最大；而不考慮溫度場時，該時刻的火力面應力最小。這是因為：不考慮溫度場時火力面以預緊力造成的拉應力為主，而燃氣壓力在火力面產生的是壓應力，二者相抵消，使火力面應力減小；考慮溫度場時，火力面以溫度場產生的壓應力為主，與燃氣壓力產生的壓應力相疊加，使火力面應力增大。

圖12分別為4個不同時刻火力面“鼻梁區”的應力分布情況。可以看出：考慮溫度場時，不同時刻應力分布相似，表明缸內燃氣壓力波動對氣缸蓋應力分布造成的影響很小；最大應力均處于進、排氣門之間的“鼻梁區”，該區域也是實際使用中最易產生裂紋的區域，表明計算結果與實際相符。因此，在對氣缸蓋進行可靠性設計和強度分析時，必須要計入溫度場的影響。

圖124個不同時刻火力面“鼻梁區”應力分布

4結論

燃氣壓力作用下氣缸蓋火力面會產生周期性的應力波動，單獨考慮機械載荷時，應力大小和波動幅值均較小；考慮溫度場時，應力大小和波動幅值明顯增大。熱機耦合分析得到氣缸蓋火力面最大應力位于進、排氣門之間“鼻梁區”，與實際易產生裂紋位置相符，驗證了計算結果的準確性。此外，熱機耦合分析時假定氣缸蓋溫度場恒定，沒有考慮缸內燃氣周期性加熱造成的溫度波動對氣缸蓋瞬態應力的影響，因此需進一步的深入研究。

參考文獻：

[1]平修二.熱應力與熱疲勞[M].北京：國防工業出版社，1984：274-275.

[2]魏春源，曲振玲，張衛正.內燃機典型零件損傷圖譜[M]. 北京：北京理工大學出版社，2001：50-51.

[3]肖永寧，潘克煜.內燃機熱負荷與熱強度[M].北京：機械工業出版社，1988：86-87.

[4]Lee C C， Chiang K N， Chen W K. Design and Analysis of Gasket Sealing of Cylinder Head under Engine Operation Condition. Finite Elements in Analysis and Design， 2005，(41)：1160-1174.

[5]趙心遠，劉繼全. 柴油機氣缸蓋熱-固耦合分析[J].機械工程與自動化，2011，6(3)：67 -69.

[6]王晨. 柴油機氣缸蓋熱-機械強度有限元分析[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學，2010.

[7]郭立新,楊海濤,夏興蘭. 某汽油機過渡工況氣缸蓋溫度場數值模擬計算[J].現代車用動力，2007，127(3)：32-37.

[8]程軍，李玉峰. 過渡工況下風冷內燃機氣缸蓋溫度的變化規律[J].內燃機工程，1995，16(2)：50-54.

[9]姬芬竹，杜發榮，司東宏. 過渡工況下汽車發動機汽缸蓋溫度的測試及分析[J]. 洛陽工學院學報，2001，22(3)：44-47.

[10]陳少林. 柴油機氣缸蓋動態響應分析研究[D].太原：中北大學，2011.

[11]樓曉清. 某型柴油機氣缸蓋的熱機耦合分析[D]. 哈爾濱：哈爾濱工程大學，2011.

[12]朱小平，劉震濤，俞小莉.熱-機耦合條件下氣缸蓋強度及疲勞壽命分析[J].機電工程，2011，28(10)：1176-1179.

[13]劉潔，潘亦蘇. 鋁合金柴油機氣缸蓋熱-機耦合應力分析[J].拖拉機與農用運輸車，2009，36(2)：40-42.

(責任編輯: 尚菲菲)

Simulation Analysis on Periodic Transient Stress Filed of Cylinder Head

SI Dong-ya, LUO Qing-guo, XU Jin-hao, YIN Hong-tao, ZHAO Yao

(Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

Key words:cylinder head; transient stress filed; gas pressure; thermal-mechanical coupling

Abstract：To study the periodic transient stress of cylinder head under in-cylinder gas pressure, an assembly model composed of cylinder head, cylinder block, cylinder liner and bolt is built and the mesh grid is divided. Then the transient stress filed of cylinder head fire face is calculated under 4 operating cycles of mechanical loads, and a comparison analysis is made with the transient stress filed of fire face considering cylinder head temperature field. The results show that gas pressure fluctuation can cause periodic transient stress wave on cylinder head fire face, value and amplitude of the stress when considering temperature filed can rise obviously than only considering mechanical load. The maximal stress is located at “the bridge zone” between the intake valve and the exhaust valve, which is conformed to the actual position that easily cracks on cylinder head, and correctness of the calculation results is verified.

文章編號：1672-1497(2016)03-0045-05

收稿日期：2016-02-26

作者簡介：司東亞(1987-)，男，博士研究生。

中圖分類號：TK421

文獻標志碼：A

DOI：10.3969/j.issn.1672-1497.2016.03.010