司東亞， 駱清國， 許晉豪， 尹洪濤， 趙　耀

(裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系， 北京 100072)

?

氣缸蓋周期性瞬態(tài)應(yīng)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(xué)院機(jī)械工程系， 北京 100072)

摘要：為研究燃?xì)鈮毫ψ饔孟職飧咨w周期性瞬態(tài)應(yīng)力場，首先建立了發(fā)動機(jī)氣缸蓋、氣缸體、氣缸套和螺栓的裝配體模型并進(jìn)行了網(wǎng)格劃分，然后計算了機(jī)械載荷作用下4個工作循環(huán)內(nèi)氣缸蓋火力面瞬態(tài)應(yīng)力場，并與考慮氣缸蓋溫度場時火力面瞬態(tài)應(yīng)力場進(jìn)行了對比分析。研究表明：燃?xì)鈮毫Σ▌訒斐蓺飧咨w火力面周期性的應(yīng)力波動，考慮溫度場時火力面應(yīng)力大小和波動幅值比單獨(dú)考慮機(jī)械載荷時明顯增加，最大應(yīng)力位于進(jìn)、排氣門之間的“鼻梁區(qū)”，與氣缸蓋實(shí)際易產(chǎn)生裂紋位置相符，驗(yàn)證了計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

關(guān)鍵詞：氣缸蓋； 瞬態(tài)應(yīng)力場； 燃?xì)鈮毫Γ?熱機(jī)耦合

氣缸蓋是發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)最為復(fù)雜的零部件之一，其火力面“鼻梁區(qū)”產(chǎn)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(fā)動機(jī)的燃燒室，火力面與高溫燃?xì)庵苯咏佑|，承受著很高的熱負(fù)荷。同時，伴隨著發(fā)動機(jī)進(jìn)氣、壓縮、做功、排氣4個沖程，缸內(nèi)燃?xì)鈮毫σ仓芷谛缘貏×也▌?。因受到計算速度和存儲空間的限制，前期氣缸蓋應(yīng)力場的研究以穩(wěn)態(tài)仿真計算為主[4-6]，有關(guān)氣缸蓋在動態(tài)載荷作用下的瞬態(tài)應(yīng)力研究則很少[7-9]，缸內(nèi)燃?xì)鈮毫Σ▌訉飧咨w疲勞損傷的影響規(guī)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?xì)鈮毫ψ饔孟職飧咨w火力面應(yīng)力場進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)計算。在計算時設(shè)置2種載荷工況：1)單獨(dú)考慮機(jī)械載荷，包含缸內(nèi)燃?xì)鈮毫σ约奥菟A(yù)緊力；2)除機(jī)械載荷外，還考慮溫度場，對氣缸蓋進(jìn)行瞬態(tài)熱機(jī)耦合計算。得到2種載荷工況下缸內(nèi)燃?xì)鈮毫υ斐傻幕鹆γ嫠矐B(tài)應(yīng)力波動情況，并進(jìn)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(jī)，其額定功率為404 kW，額定轉(zhuǎn)速為2 200 r/min。根據(jù)發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)的對稱性，選取其中某一缸進(jìn)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(dǎo)入ANSYS/DM 模塊進(jìn)行裝配并作適當(dāng)簡化，裝配體幾何模型如圖1所示。由于氣缸蓋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，不規(guī)則曲面較多，ANSYS自動劃分網(wǎng)格較為困難，故采用ICEM對氣缸蓋進(jìn)行網(wǎng)格劃分，裝配體網(wǎng)格劃分如圖2(a)所示；氣缸蓋火力面最易產(chǎn)生裂紋而破壞，因而在網(wǎng)格劃分時對火力面網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化處理，如圖2(b)所示。裝配體有限元模型的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為4 823 403，網(wǎng)格單元數(shù)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(wǎng)格劃分之后，需要進(jìn)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(jié)果的準(zhǔn)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(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)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(shí)工況。

圖3約束邊界

1.2.2接觸邊界條件

2個相互獨(dú)立的有限元模型表面互相碰觸并且相切，這種狀態(tài)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(shè)置面面接觸，接觸類型設(shè)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(jī)械載荷和熱載荷2種，其中機(jī)械載荷包括缸內(nèi)燃?xì)鈮毫吐菟A(yù)緊力。

施加燃?xì)鈮毫r，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(yù)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(yù)緊力施加的位置；主螺栓上預(yù)緊力為98 kN，副螺栓上預(yù)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(yù)緊力減半，也為49 kN。

圖4螺栓預(yù)緊力施加在8個螺栓的圓柱面上

熱機(jī)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(jìn)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(jī)械載荷作用下瞬態(tài)應(yīng)力分析

選取額定工況點(diǎn)(2 200 r/min)作為計算工況點(diǎn)，在主、副螺栓上施加預(yù)緊力，在火力面施加燃?xì)鈮毫?。燃?xì)鈮毫νㄟ^發(fā)動機(jī)缸內(nèi)工作過程仿真獲得。首先進(jìn)行靜力學(xué)分析，分別選擇缸內(nèi)燃?xì)獗l(fā)壓力和燃?xì)庾钚毫κ┘釉诨鹆γ嫔?，計算氣缸蓋穩(wěn)態(tài)應(yīng)力場；然后進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析，在火力面施加隨時間變化的缸內(nèi)燃?xì)鈮毫Γ嬎銡飧咨w瞬態(tài)應(yīng)力場變化情況。

2.1氣缸蓋靜力學(xué)分析

通過發(fā)動機(jī)缸內(nèi)工作過程仿真得到一個工作循環(huán)內(nèi)燃?xì)鈮毫﹄S曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，如圖5所示。可以看出：額定工況時缸內(nèi)最小燃?xì)鈮毫?.203 MPa，燃?xì)獗l(fā)壓力為12.31 MPa。

圖5一個工作循環(huán)內(nèi)燃?xì)鈮毫﹄S曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線

計算得到施加爆發(fā)壓力和最小燃?xì)鈮毫r火力面 “鼻梁區(qū)”應(yīng)力分布情況，分別如圖6、7所示?？梢钥闯觯?)2種載荷下氣缸蓋火力面應(yīng)力分布比較接近，其最大值分別為19.84、22.482 MPa，應(yīng)力最大的區(qū)域?yàn)檫M(jìn)氣門之間的“鼻梁區(qū)”；2)燃?xì)鈮毫υ黾邮沟没鹆γ孀畲髴?yīng)力略有下降，這是因?yàn)榛鹆γ娴膽?yīng)力以預(yù)緊力產(chǎn)生的拉應(yīng)力為主，燃?xì)獗l(fā)壓力作用在火力面產(chǎn)生壓應(yīng)力，二者相抵使得火力面危險點(diǎn)的應(yīng)力水平下降。

圖6施加爆發(fā)壓力時火力面“鼻梁區(qū)”應(yīng)力分布

圖7施加最小燃?xì)鈮毫r火力面“鼻梁區(qū)”應(yīng)力分布

2.2氣缸蓋瞬態(tài)動力學(xué)分析

對氣缸蓋進(jìn)行靜力學(xué)分析之后，需要對其進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)計算與分析，以考察動態(tài)載荷作用下氣缸蓋瞬態(tài)應(yīng)力場的變化規(guī)律。選取額定工況下4個工作循環(huán)(0.218 17 s)進(jìn)行研究，瞬態(tài)計算時采用自動時間步長的方法，設(shè)置初始步數(shù)為100，最大步數(shù)為200。4個工作循環(huán)的火力面燃?xì)鈮毫啊氨橇簠^(qū)”最大應(yīng)力如圖8所示?？梢钥闯觯?)在第1個工作循環(huán)的火力面“鼻梁區(qū)”最大應(yīng)力仿真結(jié)果難以收斂，應(yīng)力波動頻繁，一段時間后計算收斂，從收斂后的計算結(jié)果看，火力面鼻梁區(qū)最大應(yīng)力波動周期性明顯，燃?xì)鈮毫Ψ逯祵?yīng)火力面鼻梁區(qū)應(yīng)力的谷值；2)在爆發(fā)壓力時刻鼻梁區(qū)最大應(yīng)力值為19.9 MPa，在最小燃?xì)鈮毫r刻最大應(yīng)力值為22.6 MPa，瞬態(tài)計算得到的火力面鼻梁區(qū)應(yīng)力大小、分布與靜態(tài)計算結(jié)果十分接近，應(yīng)力波動幅值約為2.7 MPa。

圖8火力面燃?xì)鈮毫啊氨橇簠^(qū)”最大應(yīng)力

3熱機(jī)耦合作用下瞬態(tài)應(yīng)力分析

發(fā)動機(jī)工作時，氣缸蓋火力面與高溫燃?xì)庵苯咏佑|，承受很高的熱負(fù)荷。因此，有必要對氣缸蓋進(jìn)行熱機(jī)耦合研究，以考察受熱條件下周期性燃?xì)鈮毫Σ▌訉飧咨w瞬態(tài)應(yīng)力場的影響。

由于熱慣性，發(fā)動機(jī)在穩(wěn)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(tài)換熱邊界條件對氣缸蓋的整體溫度場影響很小，可近似認(rèn)為氣缸蓋的溫度場是穩(wěn)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(wěn)態(tài)溫度場，如圖9所示?？梢钥闯觯簹飧咨w最高溫度達(dá)到301.06 ℃，位于排氣門“鼻梁區(qū)”，而進(jìn)氣門“鼻梁區(qū)”溫度則較低。這是由于高溫燃?xì)馀懦鰰r對排氣門區(qū)域起到加熱作用，而進(jìn)氣門區(qū)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(jìn)氣門。

圖9額定工況下氣缸蓋穩(wěn)態(tài)溫度場

將氣缸蓋穩(wěn)態(tài)溫度場以體載荷形式導(dǎo)入進(jìn)行瞬態(tài)熱機(jī)耦合分析，瞬態(tài)計算設(shè)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(yù)緊力以及最小燃?xì)鈮毫?，計算在?個載荷步收斂，這樣可避免施加瞬態(tài)燃?xì)鈮毫Τ跗诔霈F(xiàn)計算不穩(wěn)定的現(xiàn)象；第2個載荷步計算時長為4個工作循環(huán)(0.218 17 s)，導(dǎo)入穩(wěn)態(tài)溫度場，同時將螺栓預(yù)緊力定義為“l(fā)ock”，在火力面施加4個工作循環(huán)的燃?xì)鈮毫Γ鐖D10所示。圖11為計算得到的氣缸蓋火力面“鼻梁區(qū)”最大應(yīng)力時間歷程，圖中：A為起始燃?xì)鈮毫ψ钚r刻；B為燃?xì)鈮毫ψ畲髸r刻；C為燃?xì)鈮毫ο陆禃r刻；D為燃?xì)鈮毫ι仙龝r刻。從圖11可以看出：

圖104個工作循環(huán)缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?/p>

圖11火力面“鼻梁區(qū)”最大應(yīng)力時間歷程

1)火力面“鼻梁區(qū)”應(yīng)力波動與燃?xì)鈮毫Σ▌油?，具有明顯的周期性。

2)考慮溫度場時，火力面最大應(yīng)力為656.7 MPa，與機(jī)械載荷單獨(dú)作用時的應(yīng)力最大值(22.6 MPa)相比有顯著增加，應(yīng)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(yīng)力為主，燃?xì)鈮毫ψ兓斐傻膽?yīng)力波動相對較小。

3)考慮溫度場時，爆發(fā)壓力時刻的火力面應(yīng)力最大；而不考慮溫度場時，該時刻的火力面應(yīng)力最小。這是因?yàn)椋翰豢紤]溫度場時火力面以預(yù)緊力造成的拉應(yīng)力為主，而燃?xì)鈮毫υ诨鹆γ娈a(chǎn)生的是壓應(yīng)力，二者相抵消，使火力面應(yīng)力減?。豢紤]溫度場時，火力面以溫度場產(chǎn)生的壓應(yīng)力為主，與燃?xì)鈮毫Ξa(chǎn)生的壓應(yīng)力相疊加，使火力面應(yīng)力增大。

圖12分別為4個不同時刻火力面“鼻梁區(qū)”的應(yīng)力分布情況?？梢钥闯觯嚎紤]溫度場時，不同時刻應(yīng)力分布相似，表明缸內(nèi)燃?xì)鈮毫Σ▌訉飧咨w應(yīng)力分布造成的影響很?。蛔畲髴?yīng)力均處于進(jìn)、排氣門之間的“鼻梁區(qū)”，該區(qū)域也是實(shí)際使用中最易產(chǎn)生裂紋的區(qū)域，表明計算結(jié)果與實(shí)際相符。因此，在對氣缸蓋進(jìn)行可靠性設(shè)計和強(qiáng)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(qū)”應(yīng)力分布

4結(jié)論

燃?xì)鈮毫ψ饔孟職飧咨w火力面會產(chǎn)生周期性的應(yīng)力波動，單獨(dú)考慮機(jī)械載荷時，應(yīng)力大小和波動幅值均較?。豢紤]溫度場時，應(yīng)力大小和波動幅值明顯增大。熱機(jī)耦合分析得到氣缸蓋火力面最大應(yīng)力位于進(jìn)、排氣門之間“鼻梁區(qū)”，與實(shí)際易產(chǎn)生裂紋位置相符，驗(yàn)證了計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。此外，熱機(jī)耦合分析時假定氣缸蓋溫度場恒定，沒有考慮缸內(nèi)燃?xì)庵芷谛约訜嵩斐傻臏囟炔▌訉飧咨w瞬態(tài)應(yīng)力的影響，因此需進(jìn)一步的深入研究。

參考文獻(xiàn)：

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

[2]魏春源，曲振玲，張衛(wèi)正.內(nèi)燃機(jī)典型零件損傷圖譜[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2001：50-51.

[3]肖永寧，潘克煜.內(nèi)燃機(jī)熱負(fù)荷與熱強(qiáng)度[M].北京：機(jī)械工業(yè)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(yuǎn)，劉繼全. 柴油機(jī)氣缸蓋熱-固耦合分析[J].機(jī)械工程與自動化，2011，6(3)：67 -69.

[6]王晨. 柴油機(jī)氣缸蓋熱-機(jī)械強(qiáng)度有限元分析[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2010.

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

[8]程軍，李玉峰. 過渡工況下風(fēng)冷內(nèi)燃機(jī)氣缸蓋溫度的變化規(guī)律[J].內(nèi)燃機(jī)工程，1995，16(2)：50-54.

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

[10]陳少林. 柴油機(jī)氣缸蓋動態(tài)響應(yīng)分析研究[D].太原：中北大學(xué)，2011.

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

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

[13]劉潔，潘亦蘇. 鋁合金柴油機(jī)氣缸蓋熱-機(jī)耦合應(yīng)力分析[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2009，36(2)：40-42.

(責(zé)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(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI：10.3969/j.issn.1672-1497.2016.03.010