柴油機氣缸蓋多場耦合分析及冷卻性能影響因素分析

賈延林，徐聰聰，劉 娜

（1.晉中職業(yè)技術(shù)學院，山西 晉中 030600；2.中國船舶重工集團公司第711研究所，上海 201108；3.雷沃重工股份有限公司，山東 濰坊 261206）

缸蓋內(nèi)部結(jié)構(gòu)和形狀非常復雜，里面包括氣道、燃燒室、氣門、冷卻水套等功能部件的布置。工作過程中承受較大的高溫高壓燃氣作用力，也承受著較大的螺栓預緊力。隨著內(nèi)燃機向高功率密度發(fā)展，對缸蓋的結(jié)構(gòu)和性能有了更高的要求，由于其結(jié)構(gòu)復雜，溫度場分布嚴重不均勻，產(chǎn)生的熱應力較大。所以有必要對缸蓋進行熱流固耦合應力分析，進而分析研究缸蓋冷卻性能的影響因素，為缸蓋設(shè)計提供參照。

1 熱流固耦合傳熱計算

1.1 耦合傳熱分析

熱流固耦合分析時，一種是采用分區(qū)求解邊界耦合的方法，一種是整體求解法，本文中采用的是整體離散、整場求解的方法。整體求解法是對熱-流區(qū)域建立起通用的控制方程，熱-流區(qū)域的控制方程僅在廣義擴散系數(shù)、廣義源項等方面不同，耦合界面成了求解區(qū)域的內(nèi)部［1］。首先分析冷卻液與氣缸蓋之間的換熱過程，得到氣缸蓋的溫度場；然后通過表面效應單元，實現(xiàn)熱流分析單元和結(jié)構(gòu)分析單元之間的轉(zhuǎn)換，進而保證溫度場、燃氣壓力、螺栓預緊力等應力場的耦合求解。本文在分析時，選用標準-模擬湍流模型進行求解。

1.2 有限元模型建立

本文以某V型12缸柴油機為例，缸體之間的水套采用并聯(lián)方式，而缸蓋水套為串聯(lián)式，冷卻液的流動方向為：進水總管→各缸缸體水套→缸蓋水腔→出水總管，經(jīng)多次試算驗證后，選取缸蓋的2個半缸和1個整缸為研究對象。為保證計算精度和計算時間，對模型中較小的特征進行簡化，保留了缸套、缸墊和氣門座圈，網(wǎng)格劃分時全部采用四面體網(wǎng)格，對缸蓋鼻梁區(qū)、火力面和耦合界面等重點研究位置進行網(wǎng)格加密。缸蓋組合有限元模型共約60萬單元數(shù)，冷卻液流場域約134萬單元數(shù)。冷卻液形成的流體域與缸蓋組合的有限元模型如圖1所示，用于熱流固耦合分析時，缸蓋、螺栓等結(jié)構(gòu)件組合有限元模型如圖2所示。

圖1 流-固有限元模型

圖2 缸蓋組合有限元模型

1.3 材料物性參數(shù)

缸蓋材料為ZL702，力學性能平均值為σb：294.2 MPa；σs：3.38%；HB：117。冷卻液為45%的水和55%的乙二醇混合而成。所有材料的物性參數(shù)如下。

1） ZL702：密度2 700 kg／m3，比熱容958 J／kg.k，導熱系數(shù)128 W／m.k，熱脹系數(shù)18.6e-6 k-1，彈性模量0.7e5 MPa，泊松比0.35。

2）45%水和55%乙二醇：密度965.3 kg／m3，比熱容4 182 J／kg.k，導熱系數(shù)0.39 W／m.k，動力粘度0.00 032 Pa.s。

3）缸墊、缸套和螺栓所選材料為合金鋼：密度7 800 kg／m3，彈性模量2.06e5 MPa，泊松比0.3，導熱系數(shù)43 W·m-1·k-1，熱脹系數(shù)11.3e-6 k-1。

1.4 邊界條件

在進行流固耦合計算時，未考慮輻射的影響，主要考慮了缸蓋火力面、缸蓋進排氣道及缸蓋表面區(qū)域的對流換熱。

流場分析時，入口條件設(shè)定為冷卻液的質(zhì)量流量，出口為壓力邊界條件。由于冷卻液從下方機體往上方缸蓋流動，因此在計算時考慮了升浮力的影響。

缸蓋分別與缸墊、氣門座圈、緊固螺栓之間建立接觸關(guān)系，并在缸蓋和氣門座圈之間施加過盈量和摩擦系數(shù)。

對缸蓋進行有限元分析時，承受的機械載荷主要考慮螺栓預緊力、火力面和氣門座圈所承受的爆發(fā)壓力。缸蓋的溫度場由流-固耦合分析得到，通過整體求解將其映射，進而計算其耦合應力分布。

1.5 計算結(jié)果分析

流固耦合結(jié)果分析如下。

圖3顯示的是耦合計算時的耦合邊界面的溫度分布圖，由于受排氣溫度的影響缸蓋排氣道承受著較高的熱負荷，最高溫度達471.2 K。

圖3 缸蓋水套內(nèi)表面溫度云圖

圖4 單缸速度矢量圖

氣缸體和氣缸蓋之間布置有5個上水孔，排氣道下部1個，火力面底部4個。從單缸速度矢量圖4中可以看出，在氣缸蓋排氣道出口區(qū)域，冷卻液流速較小僅為0.0051 m／s，且冷卻效果極差。缸蓋內(nèi)冷卻液自上而下流動逐漸加快，冷卻液經(jīng)上水孔1和2流向缸蓋進氣側(cè)；冷卻液通過水孔3、4和5流向排氣道的下壁面，其中一部分流向缸蓋排氣側(cè)并進一步通向進排氣道之間的鼻梁區(qū)，部分直接流向鼻梁區(qū)。一般重型車的柴油機上，上水孔的流速通常要在4.5 m／s左右，才能說明冷卻液水腔設(shè)計合理［2］，從圖4中可以看出上水孔流速在4.0~5.3 m／s之間，說明此氣缸蓋的冷卻液設(shè)計滿足設(shè)計要求，較為合理。

從圖5可以看出缸蓋最高溫度場主要集中在火力面排氣道的鼻梁區(qū)，鼻梁區(qū)最高溫度值為564.9 K。這主要是在高溫燃氣和高溫排氣作用下，使得其溫度升高。

熱固耦合結(jié)果分析如圖6所示。

圖5 缸蓋溫度場云圖

圖6 熱固耦合結(jié)果分析

在熱流固耦合作用下，從圖6中可以看出應力集中部位主要有：①螺栓孔周圍區(qū)域及其安裝沉孔部位，耦合應力值高達135 MPa，這主要是由于螺栓預緊力造成的；②進排氣側(cè)鼻梁區(qū)其最大主應力值為132.5 MPa，這主要是由于缸蓋鼻梁區(qū)承受著較高的燃氣溫度和較大的氣體爆發(fā)壓力。綜合耦合應力來看，缸蓋各部位應力值遠小于材料的屈服極限值294.2 MPa，從耦合應力方面考慮滿足設(shè)計要求。

表1 應力值的計算結(jié)果與試驗結(jié)果數(shù)據(jù)對比

1.6 計算結(jié)果與試驗結(jié)果的對比

在發(fā)動機應力測試中對缸蓋耦合應力計算結(jié)果進行驗證，使用應變片對應變進行測試，計算應力場。應變片粘貼在缸蓋頂板的位置如圖7所示，取8個典型測點。應力值的計算結(jié)果與試驗結(jié)果數(shù)據(jù)見表1，測試結(jié)果與仿真計算結(jié)果誤差在15%以內(nèi)，認為耦合應力場計算結(jié)果真實有效。

圖7 缸蓋頂板應變片粘貼位置示意圖

2 缸蓋冷卻性能影響因素分析

2.1 冷卻液參數(shù)影響

入口流量和入口溫度的影響如圖8、圖9所示。

隨著冷卻液入口質(zhì)量流量的增長，缸蓋火力面的最高溫度值和最大應力值都減小，但一味地增大冷卻液的質(zhì)量流量對溫度的下降沒有太大的影響，反而會影響高溫區(qū)域范圍，同時對水泵的選擇要求也提高了。而提高冷卻液的入口溫度，缸蓋最高溫度值不斷上升，基本成線性增長。然而在工程實踐中，增大冷卻液入口質(zhì)量流量會加大缸蓋的疲勞損壞，從而影響缸蓋的可靠性，為強化缸蓋，往往會采取控制冷卻液入口溫度值的方法［3］。

2.2 冷卻水套內(nèi)壁粗糙度的影響

從圖10可以看出，缸蓋最大溫度值小幅度地先增加后減小，最低溫度值基本不變。粗糙度主要是通過改變壁面附近的流動狀態(tài)來影響流動換熱的。究其原因主要是：粗糙度較小時，在水套壁面附近的流動屬層流流動；當粗糙度較大時，在水套壁面附近容易形成漩渦區(qū)，反而增大熱阻削弱傳熱，冷卻液的流速越大，紊流越明顯。

圖8 質(zhì)量流量對缸蓋溫度的影響

圖9 入口溫度對缸蓋溫度的影響

圖10 粗糙度對缸蓋溫度的影響

3 結(jié)論

對缸蓋進行熱流固耦合分析時，先進行流固耦合得到缸蓋的溫度場，以此溫度場為載荷映射到缸蓋有限元模型上計算其熱變形，再結(jié)合螺栓預緊力和爆發(fā)壓力等機械載荷分析缸蓋的應力場，結(jié)合試驗可以看出，此方法能夠得到較為準確的應力場計算結(jié)果。在此基礎(chǔ)上分析了缸蓋冷卻性能的影響因素和缸蓋在主要機械載荷變化時應力場的變化情況，從分析結(jié)果可以看出以下幾點。

1）入口質(zhì)量流量在一定范圍內(nèi)變大，能夠顯著降低缸蓋的最高溫度，但質(zhì)量流量繼續(xù)增大時，冷卻效果變化不明顯。

2）入口溫度值的高低對缸蓋最大溫度影響效果較為明顯。

3）在大于層流層厚度范圍內(nèi)增大粗糙度，可降低缸蓋的最高溫度值，但效果不顯著。