李志勇 常麗 劉劍峰 武振海

摘要：某柴油機缸蓋墊在前期通過了面壓試驗確認，但在可靠性試驗中出現缸蓋墊開裂現象。利用Abaqus軟件建立仿真計算模型，對不同工況下的缸蓋墊線壓力、波動量進行分析。結果表明，原缸蓋墊線壓力滿足設計要求，但波動量超過了設計限值。隨后提出改進方案，并對改進方案，進行仿真分析，最終通過缸蓋墊疲勞振動試驗驗證2種缸蓋墊的仿真計算結果。

關鍵詞：柴油機;氣缸墊;密封性;仿真分析

0?前言

近年來，隨著國家汽車排放法規(guī)的不斷升級，國家和政府對發(fā)動機的節(jié)能環(huán)保越來越重視，也對發(fā)動機的性能提出了更高的要求。目前，車用柴油機的缸內爆發(fā)壓力已普遍提高到18 MPa以上的水平。由于缸蓋墊結構復雜、接觸介質多樣、環(huán)境溫度變化頻繁，對缸蓋墊的結構和材質要求非常高[1]，而缸內爆壓的提升則直接影響到缸蓋的設計。本文利用Abaqus軟件對不同工況下的缸蓋墊線壓力、波動量進行分析，優(yōu)化缸蓋墊結構，并進行試驗驗證。

1?缸蓋墊密封性仿真計算方法

1.1?仿真模型的計算工況和負荷

缸蓋墊的密封性仿真計算模型包括機體、缸蓋、缸蓋墊、缸套、缸蓋螺栓、氣門座圈和氣門導管，如圖1所示。

缸蓋墊密封性仿真計算工況包括常溫裝配工況、起動初期的冷機工況、穩(wěn)定運轉的熱機工況和各缸輪流發(fā)火工況[2]。對于缸蓋墊缸口處的氣體密封分析，研究人員將工況設置為裝配工況、冷機工況和各缸輪流發(fā)火工況的組合。此工況組合對缸蓋墊缸口處的密封性要求最為苛刻，缸口處的線壓力最小。對于缸蓋墊油水密封處的密封分析，研究人員將工況設置為裝配工況、熱機工況和各缸輪流發(fā)火工況的組合。此工況組合對缸蓋墊油水密封處的密封要求最為苛刻。

考慮到極限條件，上述工況組合中裝配工況的螺栓預緊力使用的是最小螺栓預緊力，同時螺栓預緊力按10%衰減考慮。另外，研究人員為4缸發(fā)動機的1缸和4缸設置了最大缸套沿凸出高度，為2缸和3缸設置了最小缸套沿凸出高度。熱機工況缸體、缸蓋的溫度場來自缸體與缸蓋的流固耦合，研究人員將冷機工況時缸體和缸蓋溫度設置為20 ℃。

1.2?材料特性

缸蓋墊密封性仿真計算模型各零部件材料的特性主要包括不同溫度下的彈性模量、泊松比、熱導率、密度、熱膨脹系數等，如表1所示。

缸蓋墊材料為復合材料，材料特性參數需要缸口密封、油水密封處的壓縮特性和回彈特性曲線。壓縮率和回彈率是密封墊片極其重要的物理特性指標[3]，直接影響墊片材料所在密封位置的密封效果。提高墊片材料壓縮率的方法包括對金屬密封面粗糙度、平面度和缺陷進行填塞。墊片材料的回彈率對螺栓預緊力的保持有直接影響。在進行墊片數據處理時，研究人員需要根據缸口密封、油水密封處孔波高差異及缸套沿的凸出高度，對墊片原始測量數據進行調整，同時須注意缸蓋墊各密封位置的接觸順序。

2?原方案仿真分析

2.1?原方案缸蓋墊材料特性

原方案缸蓋墊材料特性如圖2所示，包括缸口、油水孔和螺栓孔的壓縮特性和回彈特性曲線。

2.2?原方案仿真計算結果分析

首先提取裝配、熱機及各缸輪流發(fā)火工況的組合仿真計算結果，用來評估缸蓋墊油水密封處的密封。分析結果顯示，油水密封處最小線壓力為35.2 N/mm，出現在裝配、熱機及1缸發(fā)火工況組合，位置為缸蓋墊1缸螺栓孔處，如圖3所示。一般要求油水密封的最小線壓力為10 N/mm，因此原始方案油水密封處的密封滿足設計要求。

研究人員通過提取裝配、冷機及各缸輪流發(fā)火工況的組合仿真計算結果，來評估缸蓋墊缸口處的氣體密封性。結果顯示，缸口氣體密封處最小線壓力為91.1 N/mm，出現在裝配、冷機及2缸發(fā)火工況組合，位置為缸蓋墊1缸和2缸之間的鼻梁區(qū)。設計要求缸口處氣體密封的最小線壓力應大于5倍的缸內最大爆發(fā)壓力。該柴油機最大設計爆壓為18 MPa，因此要求缸口處氣體密封的最小線壓力為90 N/mm。因此，缸口氣體密封處的最小線壓力滿足設計要求。

缸蓋墊的波動量主要是由各缸輪流發(fā)火產生的爆壓導致的，特別是在冷機工況下。因此，在提取裝配、冷機及各缸輪流發(fā)火工況的組合仿真計算中，可單獨通過各缸輪流發(fā)火引起的波動量來進行評價。結果顯示，缸口氣體密封處的最大波動量為26 μm，出現在2缸發(fā)火時，位置為缸蓋墊1缸和2缸之間靠近排氣側處。一般缸蓋墊波動量設計要求小于20 μm，因此該缸蓋墊的波動量不滿足設計要求。

3?改進方案仿真分析

3.1?改進設計

研究人員根據對原方案缸蓋墊的仿真分析結果，對原缸蓋墊缸口密封處的結構進行了改進設計，以防止缸蓋墊開裂和竄氣。具體改進措施包括：（1）降低上下板厚度，將上下板厚度由0.3 mm改為0.2 mm，從而降低油水密封筋強度，將更多軸力分配到缸口以增加缸口部位負荷;（2）中間板增加翻邊結構、增加斷差，從而降低缸口波形強度，并增加缸口負荷，使缸口部位壓合更緊，減少缸口波動量。原結構和改進結構如圖4所示。

3.2?改進方案缸蓋墊材料特性

改進方案缸蓋墊材料特性如圖5所示，包括缸口、油水孔和螺栓孔的壓縮特性和回彈特性曲線。

3.3?改進方案仿真計算結果分析

研究人員首先提取了裝配、熱機及各缸輪流發(fā)火工況的組合仿真計算結果。結果顯示，油水密封處最小線壓力為42 N/mm，出現在裝配、熱機及1缸發(fā)火工況組合，位置為缸蓋墊1缸螺栓孔處，如圖6所示。改進方案滿足油水密封的最小線壓力大于10 N/mm的設計要求。

通過提取裝配、冷機及各缸輪流發(fā)火工況的組合仿真計算結果顯示，缸口氣體密封處最小線壓力為927 N/mm，和原方案一樣也出現在裝配、冷機及2缸發(fā)火工況的組合，位置為缸蓋墊1缸和2缸之間的鼻梁區(qū)，缸口氣體密封滿足線壓力設計要求。

通過提取缸蓋墊的波動量計算結果顯示，缸口氣體密封處最大波動量為11.5 μm，出現在2缸發(fā)火時，位置為缸蓋墊1缸和2缸之間靠近排氣側處，滿足波動量設計要求。

4?試驗驗證

為了進一步驗證試驗效果，研究人員對原方案和改進方案進行了缸口振動疲勞試驗。試驗條件為振幅20 μm、頻率23 Hz、溫度200 ℃、振動次數為1 000萬次。試驗人員首先將試驗件放入疲勞試驗機中壓緊墊片，然后升溫至200 ℃，按設定參數進行試驗。試驗每進行100萬次后，將試驗件取出觀察有無裂紋。試驗結果顯示，原方案進行到400萬次出現裂紋，改進方案進行了1 000萬次未發(fā)現開裂，改進方案滿足設計要求。原方案和改進方案的試驗件對比情況如圖7所示。

經過缸口振動疲勞試驗驗證后，將改進方案試驗件在柴油機上進行了可靠性試驗，試驗過程中沒有再出現缸蓋墊開裂現象。

5?結論

研究人員根據某柴油機缸蓋墊的故障現象，利用仿真計算軟件Abaqus搭建仿真計算模型，對原方案缸蓋墊密封性進行仿真計算，結果顯示原方案缸蓋墊缸口密封處波動量超出設計限值。

結合原方案缸蓋墊密封性的仿真計算結果，研究人員對原缸蓋墊缸口密封處的結構進行改進設計并進行仿真計算，結果顯示改進方案滿足設計要求。

為進一步驗證，研究人員對2種方案進行了缸口振動疲勞試驗。試驗結果顯示，在振幅20 μm的條件下原方案進行400萬次開裂，改進方案進行1 000萬次未開裂，改進方案滿足設計要求。

參考文獻

[1]張洪超，倪計民，杜倩穎，等. 車用發(fā)動機氣缸密封墊的密封性能研究[J]. 內燃機工程， 2011（05）：84.87.

[2]王玲芳，徐政，陳明. 關于發(fā)動機缸墊密封性分析的研究[J]. 上海汽車， 2018（05）：27.31.

[3]王興日，田明. 發(fā)動機氣缸密封墊壓縮回彈性能測試技術研究[J].長春大學學報，2013（005）：937.939.