姚秀功，程 穎，蓋洪武

（北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081）

氣缸蓋是發(fā)動機最為復雜的零部件之一，其強度直接影響發(fā)動機的使用壽命。熱負荷作為氣缸蓋的主要載荷之一，對氣缸蓋的壽命起決定性作用。發(fā)動機工作時氣缸蓋的火力面和排氣道承受著高溫、高壓燃氣的循環(huán)沖擊和腐蝕，而冷卻水腔和進氣道處溫度相對較低，氣缸蓋各部分的溫度分布很不均勻。而高溫、溫度分布不均勻時會產生很高的熱應力，高強化柴油機氣缸蓋火力面及排氣道等區(qū)域的溫度可能超過材料溫度極限，發(fā)生蠕變，最終產生疲勞破壞［1］。正確分析氣缸蓋溫度場及應力場是氣缸蓋結構設計和改進的依據(jù)，利用有限元方法可以縮短缸蓋生產周期、降低成本。

本研究采用有限元方法，對單排缸蓋—機體冷卻水套模型進行CFD計算，找出冷卻效果最差的一缸，建立氣缸蓋冷卻水腔表面與冷卻水的耦合關系，實現(xiàn)了流體與固體間的數(shù)據(jù)傳遞，獲得水腔表面的溫度和換熱系數(shù)?；诹鞴恬詈嫌嬎?，研究了熱負荷作用下氣缸蓋熱應力及塑性應變的特點，同時采用正交設計方法對影響氣缸蓋熱負荷的主要因素進行了顯著性分析。

1 計算模型

本研究以某單體式6V110高強化柴油機氣缸蓋為研究對象，氣缸蓋材料為Ru T300，采用鉆孔冷卻方式。該發(fā)動機的部分工作參數(shù)及結構參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機參數(shù)

1.1 實體模型及網格模型

采用CAD軟件Pro／E建立氣缸蓋的三維實體模型。忽略缸蓋頂板上的搖臂安裝螺釘孔、側面冷卻水水堵孔等結構（見圖1a）。在Pro／E中對該模型進行裝配，并保存裝配模型為.igs格式，然后導入Hypermesh中，使用“隱藏面”、“刪除面”等命令，得到發(fā)動機冷卻水套模型（見圖1b）。該發(fā)動機單排三缸冷卻水系統(tǒng)采用的是缸蓋水套串聯(lián)式、機體水套并聯(lián)式冷卻水分配形式，即冷卻水先從一貫通水道并聯(lián)進入各單缸機體—缸蓋水套，各缸蓋水套串聯(lián)，最終從一個缸蓋出水口流入回水總管。

網格模型中，對火力面、噴油器座孔、螺栓孔周圍進行了局部加密，采用四面體二次單元劃分網格。冷卻水套采用四面體一次單元劃分網格，在入口和出口處分別定義網格膨脹層，以提高計算精度，加快收斂速度（見圖1c）。

1.2 邊界條件

通過性能仿真軟件GT—Power得到1個工作循環(huán)缸內燃氣的瞬時溫度和瞬時換熱系數(shù)（見圖2），由式（1）與式（2）分別得到燃氣平均溫度和平均換熱系數(shù)。根據(jù)氣缸蓋火力面換熱系數(shù)的變化規(guī)律，將火力面分為9個區(qū)域（見圖3），由式（3）初步定義不同區(qū)域換熱系數(shù)值。基于熱電偶測溫法，以圖3中試驗布點所測到的溫度值為標準，調整各區(qū)域的換熱系數(shù)，使得溫度的計算值與試驗值誤差大多數(shù)在5%以內（見表2），確定火力面各區(qū)域最終換熱系數(shù)。進、排氣道表面的換熱系數(shù)根據(jù)經驗公式計算得到［1］，自由表面換熱系數(shù)取20 W／（m2·K）。

1個工作循環(huán)內燃氣的加權平均換熱系數(shù)和加權平均溫度為［2］

火力面各分區(qū)換熱系數(shù)與平均換熱系數(shù)之間的關系［3］：

式中：τ0為曲軸轉角；Ai，hi為各區(qū)域換熱面積和換熱系數(shù)；A，hgm為火力面總面積和燃氣平均換熱系數(shù)。

表2 氣缸蓋溫度場仿真結果與試驗值對比

流場分析時，冷卻液的成分為純蒸餾水，冷卻水流量及溫度、出口平均靜壓均由實測值給出。采用κ－ε雙方程模型以均值法求解湍流流動，對單排冷卻水套進行流場計算［4－5］。

2 單排冷卻水套結果分析

計算結果表明該發(fā)動機冷卻水壓力、流量及溫度分布很不均勻。由圖4a可知，從左到右氣缸蓋水套總壓逐漸降低，最大壓差達137 530 Pa。由于各缸壓力分布很不均勻，導致各缸流速不同，換熱系數(shù)差異較大（見圖4b），使發(fā)動機冷卻不均勻。氣缸蓋底板附近的流道由于距離缸蓋上水孔近，因此流速較高，并且對于同一區(qū)域，第1缸流速最低，第3缸流速最高。結果表明，第1缸冷卻水溫度最高，氣缸蓋冷卻效果最差，因此選取第1缸單排水套模型作進一步分析研究。

3 氣缸蓋與冷卻水的流固耦合計算

3.1 流固耦合傳熱原理

根據(jù)能量守恒原理，在流固交界面處，固體導熱傳出的熱量等于流體對流吸收的熱量［6］：

式中：K為導熱系數(shù)；h為對流換熱系數(shù)；Ts為壁面溫度；Tf為流體溫度；qs為固體導熱量；qf為對流量。

式（4）即描述氣缸蓋實體傳熱的Fourier方程與描述流體流動換熱的牛頓方程守恒。

3.2 流固耦合計算模型

由上述計算結果可知，單排水套中第1缸冷卻效果最差，現(xiàn)選取單缸水套及缸蓋模型（見圖5）對單個缸蓋—機體水套進行流場計算，在冷卻水與氣缸蓋之間建立交界面（Interface）實現(xiàn)流—固耦合，得到氣缸蓋水腔表面的溫度和換熱系數(shù)［5－7］。相比于傳統(tǒng)經驗公式，耦合計算得到的氣缸蓋水腔表面的溫度分布更接近其實際工作時的情況。

冷卻水從機體下端的入水口流入機體水套，由氣缸蓋側面的出水口流出氣缸蓋。冷卻水入口流量為0.65 kg／s，流體其他邊界條件設置及氣缸蓋非水腔表面的環(huán)境溫度及換熱系數(shù)均與前文中相同。

熱應力計算時，在機體對稱面處施加對稱約束，限制軸承安裝孔的徑向和周向位移。計算時考慮了氣缸蓋與氣缸墊之間的接觸，摩擦形式采用庫侖模型，其他接觸均定義為線性。裝配模型見圖5。

3.3 計算結果分析

3.3.1 氣缸蓋流場和溫度場

由圖6a可知，氣缸蓋的主要受熱表面為底板火力面、噴油器座孔及排氣道表面，最高溫度（744.6 K）出現(xiàn)在火力面A4區(qū)域。底板厚度方向的溫度梯度也很大，排氣門鼻梁區(qū)約為17.21 K／mm。

由圖6b可知，排氣門側冷卻水溫度高于進氣門側，最高溫度出現(xiàn)在噴油器座孔位置靠近排氣門一側。流固交界面上，換熱系數(shù)絕大部分位于6 000～12 000 W／（m2·K）區(qū)間，換熱系數(shù)較大的區(qū)域為噴油器座孔靠近進氣門一側，原因是該處流速較高，流體湍流強度大。

3.3.2 氣缸蓋熱應力

由圖7最大主應力分布云圖可知，在氣缸蓋頂板上2個鑄造出沙孔與氣門彈簧座之間的薄壁處，拉應力值較高，在265 MPa左右；在排氣道上部冷卻水腔內部的拐角處及氣門導管孔周圍，拉應力值也很高，在270 MPa左右；火力面外圍與氣缸墊接觸的區(qū)域存在較大的壓應力，約為160 MPa；螺栓孔周圍，特別是與螺帽接觸的區(qū)域，由于螺栓預緊力作用，壓應力值也較高。

由圖8a可知，火力面上進氣門鼻梁區(qū)應力值大于排氣門鼻梁區(qū)，最大von Mises應力（284.56 MPa）出現(xiàn)在進排氣門之間靠近排氣門一側。由圖8b可知，在僅有熱負荷的情況下該氣缸蓋部分區(qū)域已經發(fā)生塑性變形，塑性應變出現(xiàn)在螺栓孔周圍和火力面處。與圖6a和圖8a相對比可以看出，火力面上塑性應變均出現(xiàn)在高溫或高應力區(qū)域，排氣門鼻梁區(qū)塑性應變值大于進氣門鼻梁區(qū)，最大塑性應變與最大von Mises應力出現(xiàn)的位置相同。雖然進氣門側應力值高于排氣門側，但塑性應變排氣側高于進氣側，因此實際工作時該氣缸蓋在排氣門鼻梁區(qū)發(fā)生破壞的可能性更大［7－8］。在對該氣缸蓋進行熱沖擊疲勞試驗考核時，裂紋最初出現(xiàn)在排氣道與氣門交匯處，最終貫穿排氣門鼻梁區(qū)，當循環(huán)達到一定次數(shù)時，在進排氣門間的鼻梁區(qū)產生裂紋，最終會貫穿整個鼻梁區(qū)，驗證了仿真結果的準確性（見圖9）。

4 熱負荷影響因素研究

由以上計算可知，熱負荷對氣缸蓋應力，特別是火力面處應力影響較明顯。影響氣缸蓋熱負荷的主要因素有缸內燃氣溫度、冷卻水的流量及溫度。根據(jù)該發(fā)動機的實際情況，采用正交試驗設計方法，以氣缸蓋進、排氣門鼻梁區(qū)von Mises應力及最高溫度為考察指標，選取冷卻水流量及溫度、燃氣溫度為試驗因素，每個影響因素選擇3個試驗水平，選用L9（34）正交表［9］，試驗方案、試驗結果及其極差分析見表3與表4。

表3 影響因素的正交設計方案

由表4可知，燃氣溫度和冷卻水流量對3個試驗指標的影響均較大，且各試驗指標隨著燃氣溫度水平的提高而增大，隨冷卻水流量增加而降低，而冷卻水溫度對3個試驗指標的影響均較小。

表4 正交試驗結果極差分析

5 結論

a）單排水套第1缸流動情況最差，氣缸蓋冷卻效果也最差；氣缸蓋最高溫度出現(xiàn)在排氣門鼻梁區(qū)，von Mises應力值進氣門側大于排氣門側；但火力面上塑性應變值排氣門側大于進氣門側；因此排氣門側疲勞破壞可能性較大，與試驗結果相符；

b）冷卻水流量及溫度、燃氣溫度均會影響氣缸蓋的溫度及應力分布；冷卻水流量和燃氣溫度是最高溫度值及火力面上應力值的主要影響因素，而冷卻水溫度對其影響較小。

［1］ 陳特鑾.內燃機熱強度［M］.北京：國防工業(yè)出版社，1991：93－115.

［2］ 趙維茂，張衛(wèi)正，原彥鵬，等.柴油機功率強化前后氣缸蓋的溫度場模擬與試驗［J］.農業(yè)機械學報，2009，40（3）：51－55.

［3］ 廖日東，左正興，鄒文勝.溫度對氣缸蓋應力分布影響的研究［J］.內燃機學報，2001，19（3）：253－257.

［4］ Amir Malakizadi.High Cycle Fatigue Life Assessment of a Heavy Duty Diesel Engine Cylinder Head［C］／／Internal Combustion Engine Division Fall Technical Conference.Switzerland：ASME，2009：1－10.

［5］ 杜桂正.發(fā)動機機體缸蓋冷卻水CFD模擬計算與分析［D］.武漢：華中科技大學，2007：12－64.

［6］ 孔祥謙.有限單元法在傳熱學中的應用［M］.3版.北京：科學出版社，1998：1－6.

［7］ 駱清國，劉紅彬，龔正波，等.柴油機氣缸蓋流固耦合傳熱分析研究［M］.兵工學報，2008，29（7）：769－773.

［8］ T Gocmez，S Pischinger.A Contribution to the Understanding of Thermalmechanical Fatigue Sensitivities in Combustion Engine Cylinder Head［C］.German Automobile Engineering，2011：461－477.

［9］ 鄭選民.試驗設計方法［M］.北京：科學出版社，2009：64－114.