李鵬，周海濤，王根全，呂振國，胡定云，文洋

(1.中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400；2.河北工業(yè)大學(xué)，天津 300400)

氣缸蓋的服役條件惡劣，受力狀況復(fù)雜，同時(shí)承受螺栓強(qiáng)約束和交變高溫高壓燃?xì)鉀_擊。氣缸蓋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，內(nèi)部包含復(fù)雜曲面造型的進(jìn)排氣道和冷卻水腔，由于結(jié)構(gòu)限制和功能需求，會(huì)出現(xiàn)壁厚不均勻的結(jié)構(gòu)突變，更容易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象[1-5]。某型柴油機(jī)氣缸蓋在試驗(yàn)過程中多次出現(xiàn)同一位置的疲勞開裂故障，裂紋出現(xiàn)在水腔與進(jìn)氣道之間的進(jìn)氣道壁，導(dǎo)致水腔和氣道連通，使得冷卻液從水腔流入進(jìn)氣道，隨著氣門的開啟流進(jìn)氣缸內(nèi)，引起拉缸、氣門折彎等故障。

由于空間受限，開裂區(qū)域無法通過試驗(yàn)方法測試應(yīng)力。且開裂位置為進(jìn)氣側(cè)，排氣側(cè)與進(jìn)氣側(cè)結(jié)構(gòu)相似，但工作溫度更高，卻從未出現(xiàn)開裂情況，該問題一直困擾設(shè)計(jì)人員。為此，本研究利用仿真分析手段，通過載荷機(jī)理分析探尋氣缸蓋在工作載荷作用下的受載情況，明確開裂區(qū)域的承載特性，為后續(xù)的結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計(jì)提供方向和支撐。

1 氣缸蓋開裂故障介紹

某柴油機(jī)氣缸蓋在多次試驗(yàn)過程中出現(xiàn)同一位置的疲勞開裂故障，對(duì)氣缸蓋進(jìn)行解剖探傷，開裂情況見圖1。裂紋位于噴油器安裝孔附近的進(jìn)氣道壁與底板連接部位，通過斷口分析發(fā)現(xiàn)，裂紋萌生于水腔側(cè)的進(jìn)氣道壁，擴(kuò)散貫穿進(jìn)氣道壁，導(dǎo)致進(jìn)氣道壁的作用失效,如圖2所示。

圖1 氣缸蓋開裂位置

圖2 氣缸蓋裂紋擴(kuò)展

2 氣缸蓋承載特性分析

2.1 有限元分析模型建立

該氣缸蓋在同一位置多次出現(xiàn)開裂故障，并非偶發(fā)故障。因此，必須從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)角度來探尋氣缸蓋的開裂機(jī)理。利用仿真分析手段,能夠迅速、準(zhǔn)確、直觀反映氣缸蓋在工作載荷下的承載情況[6]，為后續(xù)結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計(jì)提供方向，并為結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計(jì)方案的取舍和對(duì)比提供支撐。

根據(jù)實(shí)際裝配關(guān)系，建立仿真分析模型(見圖3)。有限元模型包括缸蓋、進(jìn)排氣門、氣門導(dǎo)管、缸蓋螺栓、氣缸墊和氣缸體等部件，其中對(duì)缸蓋火力面等關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化，模型總單元數(shù)目約為221萬，總節(jié)點(diǎn)數(shù)約為264萬，其中，氣缸蓋單元數(shù)目約為146萬，節(jié)點(diǎn)數(shù)約為202萬。因該氣缸蓋為六缸一蓋的整體式結(jié)構(gòu)，相鄰兩缸之間共用缸蓋螺栓，為減小計(jì)算規(guī)模，取3個(gè)缸進(jìn)行計(jì)算，同時(shí)，在剖切面處建立對(duì)稱約束。

圖3 氣缸蓋仿真分析模型

2.2 氣缸蓋溫度場分析

2.2.1 冷卻水腔換熱邊界

該氣缸蓋每缸單獨(dú)進(jìn)回水。故在計(jì)算時(shí)，僅需建立一缸模型進(jìn)行流場分析。對(duì)氣缸蓋-機(jī)體-缸套組成的組合模型進(jìn)行流體網(wǎng)格劃分，基本網(wǎng)格大小為3 mm，并對(duì)關(guān)鍵區(qū)域網(wǎng)格進(jìn)行加密，水套入口設(shè)置質(zhì)量流量邊界，出口為自由流動(dòng)，采用固定壁面模型。冷卻水套傳熱系數(shù)分布見圖4a。由于結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與流體網(wǎng)格不同，將流場分析結(jié)果映射至結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上，映射后水套的傳熱系數(shù)如圖4b所示。

圖4 冷卻水腔表面換熱邊界

2.2.2 火力面換熱邊界

本研究通過分區(qū)方法定義火力面對(duì)流換熱邊界條件，對(duì)流換熱邊界條件(燃?xì)鉁囟群捅砻鎮(zhèn)鳠嵯禂?shù))基準(zhǔn)值通過發(fā)動(dòng)機(jī)一維性能模擬計(jì)算獲得。

結(jié)合燃燒室空間結(jié)構(gòu)，火力面熱邊界分區(qū)見圖5a，共劃分4大塊區(qū)域，分別位于進(jìn)氣門之間、排氣門之間，及進(jìn)、排氣門之間[7-8](對(duì)應(yīng)圖5a中ININ、EXEX、INEX-A和INEX-B 4個(gè)區(qū)域)。各區(qū)傳熱系數(shù)沿著半徑方向的分布規(guī)律如圖5b所示，圖中橫坐標(biāo)為實(shí)際位置相對(duì)缸徑的比值，縱坐標(biāo)為局部傳熱系數(shù)與當(dāng)量平均傳熱系數(shù)的比值。其中，ININ區(qū)域傳熱系數(shù)最小，EXEX區(qū)域傳熱系數(shù)最大，火力面熱邊界條件滿足式(1)要求，最后通過軟件編程實(shí)現(xiàn)了對(duì)火力面網(wǎng)格熱邊界條件的映射。

圖5 火力面換熱邊界

(1)

式中：r為氣缸半徑；h(r)為半徑r處的當(dāng)量傳熱系數(shù)。

2.2.3 其他區(qū)域換熱邊界

其他換熱邊界根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值采用恒定熱邊界條件，如表1[9-11]所示。

表1 其他區(qū)域換熱邊界條件

2.2.4 溫度場計(jì)算與分析

為保證氣缸蓋溫度場仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，采用熱電偶測溫方法進(jìn)行氣缸蓋實(shí)機(jī)溫度場測試，熱電偶布置見圖6。仿真計(jì)算時(shí)，首先根據(jù)上述換熱邊界，進(jìn)行實(shí)機(jī)測溫工況的溫度場初步計(jì)算，并依據(jù)測溫結(jié)果微調(diào)換熱邊界，氣缸蓋仿真溫度與實(shí)測溫度對(duì)比見圖7。最大偏差點(diǎn)為P12，最大偏差為4.4%，滿足小于5%的要求。

圖6 測量點(diǎn)布置

圖7 溫度仿真值與測量值對(duì)比

氣缸蓋最高溫度出現(xiàn)在兩個(gè)排氣門之間的鼻梁區(qū)域火力面與座圈交界面處(見圖8)。冷卻水腔的最高溫度出現(xiàn)在排氣側(cè)鼻梁區(qū)，最高溫度為163 ℃，氣缸蓋裂紋起始區(qū)域溫度110 ℃(見圖9)。水腔頂部溫度接近冷卻水溫。

圖8 氣缸蓋溫度分布云圖

圖9 冷卻水腔溫度分布云圖

2.3 氣缸蓋應(yīng)力應(yīng)變分析

結(jié)合應(yīng)力分析和疲勞分析結(jié)果，在缸蓋頂面選取T1～T10觀察點(diǎn)，在底面選擇B1～B8觀察點(diǎn)，在水腔表面選擇W1～W10觀察點(diǎn)，詳細(xì)見圖10。其中，W1和W2為實(shí)際工作中的開裂區(qū)域，即兩支進(jìn)氣道壁與底板相交處，W3和W4為兩支排氣道壁與底板相交處，用以說明進(jìn)排氣道壁的承載差異。

圖10 氣缸蓋疲勞強(qiáng)度結(jié)果觀察點(diǎn)

在溫度場分析的基礎(chǔ)上，對(duì)氣缸蓋進(jìn)行熱機(jī)耦合分析，以評(píng)價(jià)氣缸蓋在不同工作載荷下的應(yīng)力及變形情況，同時(shí)為后續(xù)的疲勞分析提供載荷邊界。為此，分別計(jì)算氣缸蓋在裝配載荷工況、裝配載荷+熱載荷工況、裝配載荷+熱載荷+氣體力載荷工況下的應(yīng)力，不同工況下氣道壁觀察點(diǎn)的應(yīng)力值與抗拉強(qiáng)度的比值見圖11。由圖11可知，裝配載荷作用下，氣道壁的應(yīng)力值較低；當(dāng)溫度載荷作用后，氣道壁呈現(xiàn)拉應(yīng)力，但進(jìn)氣側(cè)觀察點(diǎn)的拉應(yīng)力為排氣側(cè)的2～4倍；當(dāng)氣體力進(jìn)一步作用下，氣道壁轉(zhuǎn)變?yōu)閴簯?yīng)力。在各工況下，氣道壁的應(yīng)力水平遠(yuǎn)低于氣缸蓋材料的抗拉強(qiáng)度，分析表明，氣缸蓋開裂不是應(yīng)力過高所致。

圖11 氣道壁觀察點(diǎn)應(yīng)力

圖12示出各載荷單獨(dú)作用下觀察點(diǎn)的應(yīng)力值與熱機(jī)耦合應(yīng)力的比值(為正表示單獨(dú)載荷作用應(yīng)力與熱機(jī)耦合應(yīng)力方向相同；為負(fù)表示單獨(dú)載荷作用應(yīng)力與熱機(jī)耦合應(yīng)力方向相反)。由圖12可知，熱載荷與熱機(jī)耦合應(yīng)力的作用方向相反，氣體力載荷與熱機(jī)耦合應(yīng)力的作用方向相同，且氣體力載荷比熱載荷對(duì)氣道壁的熱機(jī)耦合應(yīng)力影響更大。

圖12 各載荷對(duì)熱機(jī)耦合應(yīng)力的影響

3 氣缸蓋疲勞特性分析

通過材料疲勞參數(shù)形成Haigh疲勞極限圖，基于該圖進(jìn)行有限元分析模型中各個(gè)節(jié)點(diǎn)的疲勞強(qiáng)度計(jì)算。首先需計(jì)算出氣缸蓋各節(jié)點(diǎn)危險(xiǎn)截面上的最大工作應(yīng)力σmax及最小工作應(yīng)力σmin，據(jù)此計(jì)算出工作平均應(yīng)力σm、工作應(yīng)力幅σa及應(yīng)力比R。然后，在構(gòu)件極限應(yīng)力線圖上即可找到對(duì)應(yīng)于坐標(biāo)(σm，σa)的一個(gè)工作應(yīng)力點(diǎn)P，如圖13。安全系數(shù)計(jì)算時(shí)所用的極限許可應(yīng)力是零件的極限應(yīng)力曲線上與工作應(yīng)力點(diǎn)P對(duì)應(yīng)的某點(diǎn)Q所代表的應(yīng)力。按等應(yīng)力比即R=C的情況計(jì)算安全系數(shù)，Q點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)O與工作應(yīng)力點(diǎn)P的連線OP所在直線與極限應(yīng)力線的交點(diǎn)。在確定點(diǎn)Q后，疲勞安全系數(shù)按下式計(jì)算式[12-16]：

圖13 修正前后的Haigh疲勞極限圖

(2)

式中：σalim為極限應(yīng)力幅;σa為工作應(yīng)力幅；|OP|，|OQ|分別為點(diǎn)P、點(diǎn)Q與原點(diǎn)O連線的長度。

將應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果作為疲勞強(qiáng)度分析的載荷邊界，同時(shí)結(jié)合氣缸蓋材料的疲勞性能參數(shù)，基于FEMFAT商用軟件對(duì)氣缸蓋進(jìn)行疲勞特性分析。在分析過程中，能夠同時(shí)考慮溫度、應(yīng)力梯度、平均應(yīng)力、表面粗糙度等對(duì)疲勞安全系數(shù)的影響。

各觀察點(diǎn)在循環(huán)基數(shù)為2 500萬次下的疲勞安全系數(shù)見表2。

表2 氣缸蓋各觀察點(diǎn)的疲勞安全系數(shù)值

由表2可知，氣缸蓋疲勞安全系數(shù)最低的位置與實(shí)際開裂區(qū)域一致，即分析模型中的水腔表面觀察點(diǎn)W1和W2，數(shù)值為1.02和1.07。雖然安全系數(shù)大于1，認(rèn)為滿足設(shè)計(jì)要求，但安全裕度較低。且在仿真分析過程中，不能考慮鑄造缺陷對(duì)疲勞安全系數(shù)的影響，因此，若鑄件質(zhì)量較差，則容易導(dǎo)致開裂部位的疲勞安全系數(shù)小于1。排氣道壁觀察點(diǎn)W3和W4的疲勞安全系數(shù)為1.3和1.31。

4 氣缸蓋開裂載荷機(jī)理分析

在溫度場分析、應(yīng)力應(yīng)變分析、疲勞特性分析的基礎(chǔ)上，從載荷機(jī)理角度分析導(dǎo)致氣缸蓋開裂的主要原因。

在熱載荷作用下，氣缸蓋火力面產(chǎn)生向氣缸內(nèi)的膨脹，導(dǎo)致進(jìn)排氣道壁呈現(xiàn)拉應(yīng)力，但排氣側(cè)的熱負(fù)荷遠(yuǎn)高于進(jìn)氣側(cè)，排氣側(cè)的熱變形對(duì)進(jìn)氣道壁產(chǎn)生拉伸作用，使得進(jìn)氣道壁的拉應(yīng)力進(jìn)一步增大，為排氣道壁拉應(yīng)力值的2～4倍。因此，從受力角度分析，進(jìn)氣道壁的受力狀態(tài)更為惡劣。不同工況下氣缸蓋的應(yīng)力和變形云圖見圖14。

圖14 不同工況下氣缸蓋的應(yīng)力和變形云圖

隨著工作循環(huán)的進(jìn)行，熱載荷和氣體力載荷共同作用，組成疲勞載荷譜。由于工作循環(huán)變化快，缸內(nèi)溫度基本保持不變，因此氣缸蓋承受的熱載荷基本為定常載荷，主要影響氣缸蓋的平均應(yīng)力。氣缸蓋承受的氣體力載荷隨著工況的變化而變化，主要影響氣缸蓋的應(yīng)力幅。開裂區(qū)域承受的疲勞載荷譜見圖15。

圖15 開裂區(qū)域疲勞載荷譜

氣道壁觀察點(diǎn)的平均應(yīng)力、應(yīng)力幅、疲勞安全系數(shù)云圖如圖16所示，具體數(shù)值如表3所示。由表3可知，發(fā)生開裂的兩支進(jìn)氣道壁與底板相交區(qū)域的疲勞安全系數(shù)分別為1.02和1.07。與未開裂的兩支排氣道壁與底板相交區(qū)域的疲勞安全系數(shù)相比，約低30%。這是由于排氣道壁與底板相交區(qū)域的平均應(yīng)力承壓，而進(jìn)氣道壁與底板相交區(qū)域的平均應(yīng)力承拉，且應(yīng)力幅較排氣道壁與底板相交區(qū)域約高30%。

圖16 氣缸蓋開裂區(qū)域疲勞特性云圖

表3 氣缸蓋開裂區(qū)域附近疲勞特性

如圖13所示，在疲勞理論中，由材料本身的疲勞材料參數(shù)構(gòu)成等強(qiáng)度線，當(dāng)觀察點(diǎn)位于等強(qiáng)度線內(nèi)部時(shí)，視為安全，反之視為失效。當(dāng)觀察點(diǎn)平均應(yīng)力越大時(shí)，橫坐標(biāo)沿X軸向右移動(dòng)，疲勞安全系數(shù)越低；當(dāng)觀察點(diǎn)的應(yīng)力幅越大時(shí)，縱坐標(biāo)沿Y軸向上移動(dòng)，疲勞安全系數(shù)越低。因此，該氣缸蓋進(jìn)氣道壁與底板連接部位比排氣道壁與底板連接部位更易失效。

5 結(jié)束語

氣缸蓋開裂表現(xiàn)為疲勞載荷作用下的失效，在后續(xù)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)中，應(yīng)考慮提高進(jìn)氣道壁周圍區(qū)域的剛度，以抵抗由熱載荷產(chǎn)生的熱應(yīng)力和由氣體力載荷產(chǎn)生的熱機(jī)耦合應(yīng)力，從而減小平均應(yīng)力和應(yīng)力幅，實(shí)現(xiàn)提高疲勞安全系數(shù)的目的。