馬 星，楊 柳

（武漢理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，武漢430063）

某船舶運營中，發(fā)生過因為發(fā)電柴油機排氣閥閥桿斷裂的故障，導(dǎo)致了重大機損事故的事件。因此，有必要分析排氣閥的工作環(huán)境及主要失效因素，確定排氣閥的熱邊界條件，用有限元分析軟件對其進行三維有限元熱分析，為相關(guān)改進設(shè)計提供參考依據(jù)［1］。

1 排氣閥工作環(huán)境及失效機理

1.1 排氣閥工作環(huán)境

1）閥面與高溫燃氣相接觸，承受著很高的熱負荷，通常排氣閥最高溫度可達650～800℃左右。

2）受到高溫燃氣的沖刷。排氣閥打開瞬間的燃氣溫度可達900～1 000℃，排氣氣流速度可超過800m／s。

3）氣閥承受著很高的機械負荷，很高的氣體爆發(fā)壓力的作用及與閥座撞擊時很大的沖擊性交變載荷。

4）受到廢氣的侵蝕等。

1.2 排氣閥主要失效形式與機理

燃油（特別是低價劣質(zhì)燃料）的化學(xué)成分中含有大量的硫、釩、鈉等元素，燃燒后生成氧化物以及這些氧化物生成的聚合物，往往具有較低的熔點，一般在535℃左右，具有很強的腐蝕性。排氣閥在工作時，由于排氣溫度較高，使它們以液態(tài)附著在閥盤及閥座上，腐蝕氣閥使閥面和座面上產(chǎn)生麻點，密封性變壞，引起漏氣。當漏氣嚴重時，火焰從此穿過，引起局部過熱使閥座變形，閥門翹曲和燒損。

2 排氣閥熱邊界條件的分析與確定

2.1 傳熱特點

柴油機工作時，閥盤作為燃燒室的一部分，直接與高溫燃氣相接觸，受熱狀態(tài)與氣缸壁、缸蓋相似。柴油機在穩(wěn)定工況時，燃燒室內(nèi)零件在燃氣沖擊作用下，溫度波動的頻率很高，但這種波動僅僅存在與受熱件表面很薄的一層區(qū)域內(nèi)，即所謂熱邊界層，振幅很小，且波動的幅值按指數(shù)規(guī)律迅速衰減。由此可近似認為閥盤在燃燒過程中所承受的熱負荷是穩(wěn)態(tài)恒定的。

2.1.1 缸內(nèi)燃燒時的排氣閥傳熱分析

1）通過閥盤底部傳入的熱量，源于缸內(nèi)燃氣與閥盤底部之間的對流換熱及熱輻射，是造成閥盤底部溫度最高的主要因素。

2）通過排氣閥外表面?zhèn)鲗?dǎo)的熱量，主要由氣門閥外表面與排氣管中高溫廢氣之間的對流換熱引起。由于廢氣溫度高于排氣閥，熱量傳遞方向為從廢氣到排氣閥。將對流換熱方式劃歸有限空間的自然對流。

3）排氣閥座與排氣門座相接觸，以導(dǎo)熱形式發(fā)生換熱，因為氣缸體溫度低，所以熱量傳遞方向為從排氣閥到排氣門座。

4）排氣閥與氣門導(dǎo)管之間的換熱量，主要傳熱方式為導(dǎo)熱，為整個排氣閥最重要的冷卻措施。

2.1.2 排氣時的排氣閥傳熱分析

1）高溫廢氣傳給排氣閥的熱量，主要換熱方式為對流換熱。研究對象為排氣閥，因此以排氣閥為中心，可以將此對流換熱方式劃歸強制對流-外部流動-外掠平板的對流換熱。

2）排氣閥與氣門導(dǎo)管之間的換熱量，主要傳熱方式為導(dǎo)熱。

2.2 排氣閥熱邊界條件分析

根據(jù)排氣閥傳熱特點，將整個排氣閥邊界劃分為3個區(qū)域。A為排氣閥底盤區(qū)域（燃燒時構(gòu)成燃燒室），主要傳熱方式為熱對流及熱輻射；B域為閥座區(qū)域，排氣時與高溫燃氣直接接觸，主要傳熱方式為對流換熱（忽略與排氣門座相接觸的冷卻效應(yīng)）；C為與氣門導(dǎo)管相接觸的區(qū)域，主要傳熱方式為導(dǎo)熱，見圖1。

由于排氣閥關(guān)閉時與打開時氣門導(dǎo)管的相對位置不固定，所以將其冷卻效應(yīng)平均分布到整個接觸區(qū)間中。

圖1 排氣閥實體模型

2.2.1 排氣閥關(guān)閉時排氣閥傳熱邊界條件分析

根據(jù)排氣閥工作過程，傳熱特點及邊界分區(qū)，A和B采用第三類邊界條件，即用接觸介質(zhì)的溫度和換熱系數(shù)作為邊界條件；C采用第一類邊界條件，即給定該邊界的溫度。

1）A區(qū)域邊界條件的確定

排氣閥底盤同氣缸蓋火力面一樣，在整個工作循環(huán)中始終承受高溫燃氣的直接傳熱。近似地認為氣缸壁內(nèi)表面上同一軸向高度各處的換熱系數(shù)相同。所以，A區(qū)的邊界條件由下式確定［2］：

式中：hm——燃氣在一個工作循環(huán)內(nèi)的平均換熱系數(shù)；

h——燃氣瞬時換熱系數(shù)；

Tm——燃氣在一個工作循環(huán)內(nèi)的綜合平均溫度；

T——燃氣瞬時溫度。

其中燃氣瞬時溫度T可由示功圖獲得。h的影響因素很多，迄今還沒有一個完整通用的結(jié)論性公式，計算時可先根據(jù)具體機型選擇合適的經(jīng)驗公式，試算出排氣閥溫度場，然后比較排氣閥特征點的溫度實測值與計算值，如有差異，根據(jù)傳熱學(xué)理論修正傳熱邊界條件，重新計算，直至計算值與實測值的誤差在允許范圍內(nèi)為止。

2）B區(qū)域邊界條件的確定

該區(qū)域在燃燒過程中與位于排氣管中的高溫廢氣進行對流換熱，屬于有限空間自然對流換熱。換熱系數(shù)按照如下實驗準則關(guān)系確定［3］：

式中：Nu——努塞爾數(shù)；

Grδ——以δ為特征長度的格拉曉夫數(shù)；

Pr——普朗特數(shù)；

——縱橫比；

h——對流換熱系數(shù)；

λ——燃氣導(dǎo)熱系數(shù)；

d——當量直徑；

c——燃氣粘度。

3）C區(qū)域邊界條件的確定

這部分在氣缸內(nèi)燃燒的過程中與氣門導(dǎo)管緊密接觸，受熱狀態(tài)與缸蓋相似，故此時的邊界溫度可根據(jù)缸蓋溫度決定。

2.2.2 排氣閥打開時排氣閥傳熱邊界條件分析

排氣閥打開時，A，B以及C的一部分都處于高溫廢氣沖刷之下，傳熱方式為對流換熱，此時主要考慮對象為燃氣與排氣閥之間的熱對流，因此將其歸結(jié)為外部流動強制對流換熱。換熱系數(shù)按照如下實驗準則關(guān)系確定［4］：

式中：Re＝

在計算過程中，廢氣溫度按實際測量值取值，查得相關(guān)物性參數(shù)，按照此公式確定對流換熱系數(shù)。

3 排氣閥有限元模型的建立及穩(wěn)態(tài)溫度場的數(shù)值仿真

3.1 邊界條件的確定

某型號船用發(fā)電柴油機缸徑為200mm，活塞行程為300mm，立式直列6缸機，標定功率為221kW，轉(zhuǎn)速為750r／min，20℃時，排氣閥材料屬性見表1。

表1 排氣閥材料

由于排氣閥是對稱結(jié)構(gòu)，不考慮徑向差異，取排氣閥四分之一建立三維模型，在ANSYS熱分析模塊的單元庫中選擇Solid70單元，指定單元大小，按照ANSYS提供的Smart方式進行網(wǎng)格劃分，最后得出排氣閥熱分析有限元模型見圖2。

圖2 排氣閥網(wǎng)格

按照上述確定排氣閥熱邊界條件的方法，來確定排氣閥熱邊界條件，由于是穩(wěn)態(tài)分析，在此提出幾點假設(shè)：

1）忽略排氣閥座與排氣門座相接觸的冷卻效應(yīng)

2）忽略排氣閥打開時與氣門導(dǎo)管脫離而暴露在高溫廢氣中的部分閥桿的對流換熱

3）將循環(huán)間斷的燃氣對流換熱過程按傳熱效果等效為持續(xù)的對流換熱過程

4）將氣門導(dǎo)管對于排氣閥的冷卻效果平均分布到整個接觸區(qū)間中。

根據(jù)式（1）、（2）、（3）計算得出hm＝345，Tm＝1 005，hb＝226.2。確定邊界條件見表2。

表2 排氣閥的傳熱邊界條件

其中hb為計算得到的平均換熱系數(shù)，Tb為廢氣溫度；Tc1為B，C區(qū)交接處溫度；Tc2，Tc3為排氣閥中特征點溫度。

3.2 排氣閥溫度場

基于以上排氣閥有限元模型和熱邊界條件，用有限元分析軟件ANSYS可以方便的得出排氣閥溫度場分布。數(shù)值分析得出的排氣閥溫度場見圖3。

圖3 排氣閥溫度場

4 結(jié)論

1）最高溫度發(fā)生在構(gòu)成燃燒室的排氣閥底座部分。

2）溫度梯度較大的地方主要集中在氣閥收口處，需要采取措施來降低該處的熱負荷。

3）排氣閥工作環(huán)境惡劣，承受熱負荷大，這對于制造材料、工藝、結(jié)構(gòu)等方面提出了更高要求。

4）在模擬計算中代入理論公式計算得之換熱系數(shù)獲得的溫度場分布與實際測量值基本相符。

［1］孔祥謙.熱應(yīng)力有限單元法分析［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，1999.

［2］俞水良，顧宏中.柴油機缸內(nèi)局部瞬態(tài)對流換熱的模型預(yù)測［J］.上海交通大學(xué)學(xué)報，1996（2）：36-42.

［3］楊世銘，陶文銓.傳熱學(xué)［M］.北京：高等教育出版社，1998.

［4］李斯特.柴油機全集（第3卷）.柴油機傳熱［M］.哈爾濱：哈爾濱船舶工程學(xué)院出版社，1992.

［5］陸瑞松，林發(fā)森.內(nèi)燃機的傳熱與熱負荷［M］.北京：國防工業(yè)出版社，1985.