龔金科,何偉,鐘超,田應華

(湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,湖南 長沙 410082)

基于熱固耦合的柴油機氣缸蓋有限元分析*

龔金科,何偉?,鐘超,田應華

(湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,湖南 長沙 410082)

針對柴油發(fā)動機缸蓋失效問題，在ABAQUS軟件中以某現(xiàn)產(chǎn)柴油發(fā)動機構建仿真模型，通過實驗數(shù)據(jù)標定模型溫度邊界，運用熱固耦合理論對缸蓋的溫度分布、應力及變形分布進行仿真分析.對于分析中發(fā)現(xiàn)的熱應力集中的缸蓋鼻梁區(qū)，提出了缸心外凸、平齊和內(nèi)凹的3種對比優(yōu)化設計方案，并進行仿真驗證.仿真結果表明,采用缸心內(nèi)凹設計，降低缸心區(qū)域壁厚，可以有效降低鼻梁區(qū)最大應力.與試驗對比，仿真模型的溫度分布符合實際缸蓋溫度分布，驗證了此方法的準確性，為解決柴油發(fā)動機缸蓋失效問題提供了有效的優(yōu)化設計方法.

氣缸蓋；耦合傳熱；溫度場；熱應力

隨著中國經(jīng)濟發(fā)展，國內(nèi)商用車市場在近年來穩(wěn)步增長，根據(jù)發(fā)動機售后市場調(diào)查，國內(nèi)柴油機普遍面臨缸蓋失效的問題，在缸蓋失效的原因中，12%是缸蓋開裂導致，而缸蓋開裂的柴油機通常需要更換整機，維修成本昂貴，因此缸蓋開裂問題亟待解決.

氣缸蓋的作用是用來密封燃燒室，安裝配氣機構和外圍零部件.為了達到密封效果，缸蓋上往往需要施加很大的螺栓力，使缸墊產(chǎn)生形變以保證燃氣不泄露.在發(fā)動機工作過程中，氣缸蓋火力面直接與高溫燃氣接觸，承受高溫高壓燃氣的沖擊[1].由于缸蓋結構復雜，冷卻系統(tǒng)受到尺寸限制，導致內(nèi)燃機工作時缸蓋各個位置的溫度非常不均勻.氣缸蓋是內(nèi)燃機工作過程中工作條件最為惡劣的零部件之一.

氣缸蓋在螺栓預緊力、閥座的過盈配合、冷熱沖擊等多個載荷的作用下，局部應力集中現(xiàn)象非常明顯，同時，機械載荷和熱應力的往復作用使得氣缸蓋低周疲勞和高周疲勞的問題更為凸顯，實踐表明，鼻梁區(qū)位置易發(fā)生開裂失效，導致發(fā)動機不能正常工作.

為了找出導致缸蓋鼻梁區(qū)開裂問題的真正原因，需要了解缸蓋的溫度分布和應力分布情況，通過缸蓋測溫試驗，使用硬度塞或熱電偶可以測量出火力面有限個位置的溫度，但很難將整個發(fā)動機的溫度場和應力分布情況測量出來，需要通過有限元分析解決以上問題[2].本文開展了缸蓋熱固耦合分析[3]，發(fā)動機模型采用某現(xiàn)生產(chǎn)發(fā)動機缸蓋原型，以反應實際缸蓋的真實情況.分析了缸蓋應力產(chǎn)生的機理，從理論上找出鼻梁區(qū)應力集中的原因，針對缸蓋鼻梁區(qū)開裂問題提出改進方案，為解決缸蓋開裂失效問題提供指導.

1 熱固分析理論

由于氣缸蓋內(nèi)部存在溫差，自由膨脹受到約束，故缸蓋會產(chǎn)生熱應力，當溫度載荷和機械載荷共同作用在氣缸蓋上時，由線性理論可知，應力由兩部分疊加而成[4-5].其中，由溫度變化產(chǎn)生的應力，與溫度變化成比例，應力在所有方向上相同；另一部分應力由溫度不變時外力產(chǎn)生的應力構成.通過對結構應力的分析，對得到的結果施加溫度載荷，計算結果即熱固耦合分析結果，其結果滿足如下方程.

物理方程：

(1)

平衡方程：

(2)

協(xié)調(diào)方程：

(3)

i=x,y,z;j=x,y,z且i≠j

熱固分析計算的有限元方程為：

(4)

式中:C為結構阻尼矩陣;Ct為比熱矩陣;M為質(zhì)量矩陣;K為結構剛度矩陣;Kt為熱傳導矩陣;F為總等效結點力列陣;Q為總等效結點熱流率向量;u ,T分別為位移、溫度載荷[6].

本文采用ABAQUS對缸蓋進行熱固耦合分析，通過熱分析模擬缸蓋的穩(wěn)態(tài)溫度場，將溫度場作為載荷加載到模型中.通過以上分析可以得到缸蓋的溫度分布和應力分布情況，據(jù)此分析缸蓋火力面情況尤其是鼻梁區(qū)位置的情況，并以此為基礎進行缸蓋的疲勞分析[7-8].具體計算流程如圖1所示.

圖1 計算流程

2 柴油機氣缸蓋仿真模型

2.1 柴油機氣缸蓋網(wǎng)格仿真模型

在進行數(shù)值仿真計算前，需對氣缸蓋模型進行適當簡化，如除去不必要的倒角和工藝孔，可避免計算出錯并使計算更快收斂.為了減少網(wǎng)格數(shù)量，缸蓋采用單缸模型，并對缸蓋的火力面局部細化，使關鍵位置的結果更精確.缸體采用6缸中的前3缸以提供充足的約束，使結果更準確.

為了提高有限元計算精度，幾何模型采用不同的網(wǎng)格類型劃分，不同的零件采用不同的單元類型和網(wǎng)格尺寸.通過幾何處理后，采用2階四面體C3D10M網(wǎng)格對氣缸蓋劃分網(wǎng)格，缸體用四面體C3D4網(wǎng)格劃分，缸套用六面體C3D8I網(wǎng)格劃分，閥門、導管、氣門利用六面體和五面體混合單元劃分，缸墊利用Gasket單元劃分.柴油機氣缸蓋區(qū)域網(wǎng)格模型，其節(jié)點數(shù)為498 618，網(wǎng)格數(shù)為295 259.建立的網(wǎng)格模型如圖2所示.

圖2 網(wǎng)格模型

2.2 物理模型材料

仿真分析的準確與否與所設定的材料物性參數(shù)密切相關.在ABAQUS軟件中，對固體域分別提供缸蓋、缸體、缸套、缸蓋螺栓、閥座、導管等固體材料的熱傳導率、線膨脹系數(shù)等.由于材料選用的系數(shù)均隨溫度變化，故列出400 ℃時材料的屬性.柴油機氣缸蓋選用石墨灰口鐵，彈性模量為139 000MPa，泊松比為0.27,線膨脹系數(shù)為1.255×10-5(1/K)，傳熱系數(shù)為36.6W/m·K.其余部件材料特性不一一贅述.

2.3 約束條件

對于缸蓋而言，由于采用單缸模型，在切開的兩個面上采用XSYMM對稱邊界條件，對于缸體，同樣采用XSYMM對稱邊界條件.為了避免模型出現(xiàn)大的剛體位移，應對X方向和Z方向施加約束，故對缸體主軸承蓋螺栓孔的節(jié)點施加X方向的固定邊界，對缸體底面施加Z方向的固定邊界.

建立模型約束的目的是建立起各零件之間的相互位置關系，從而確定其在模型中所處的初始位置，約束定義了各部分自由度之間的約束關系.本文中主要采用TIE約束和CONTACTPARI約束，TIE約束中，若節(jié)點之間的關系在約束的容差內(nèi)，節(jié)點自由度將綁定在一起，而CONTACTPAIR約束的節(jié)點可以判斷是否接觸而自由開閉，其結果更接近實際情況.相對TIE接觸，CONTACTPAIR計算成本高，計算更難收斂.對于大的非線性模型，應綜合考慮計算成本和計算精度，因此對于非關鍵區(qū)域，如缸蓋和螺栓的接觸、缸蓋和氣閥導管的接觸等，采用TIE接觸，而缸蓋和缸墊的接觸、缸蓋和閥座的接觸采用CONTACTPAIR接觸，位置容差為0.2，摩擦因數(shù)為0.19.

為了模擬發(fā)動機的真實情況，按照裝配和發(fā)動機運行工況順序加載載荷，分為5個分析步.施加載荷依次分別為：閥座的過盈，缸蓋螺栓預緊力，爆壓載荷，熱載荷，熱載荷加爆壓載荷.

3 計算結果分析

3.1 缸蓋溫度場分析

通過測溫實驗得到測溫點的溫度，擬合邊界條件，模擬計算后可得缸蓋溫度，圖3為缸蓋溫度分布.由圖3可以看到，排氣鼻梁區(qū)的溫度最高，為382 ℃，火力面的溫度整體高于其余區(qū)域，高溫帶分布在進氣門鼻梁區(qū)和排氣門鼻梁區(qū)靠近缸心的區(qū)域.因為進氣的溫度低于排氣溫度，進氣道溫度也低于排氣道溫度，所以缸蓋進氣側溫度比排氣側溫度低大約200 ℃.整個缸蓋溫度分布不均勻，導致缸蓋熱膨脹不均勻，而產(chǎn)生較大熱應力.對于溫度明顯較高的位置，如排氣鼻梁區(qū)和進氣鼻梁區(qū)，應通過改進水套結構降低關鍵位置的溫度，降低火力面的溫差.

圖3 缸蓋溫度分布

因缸蓋外側要布置塑料罩蓋和線束，應將溫度分布特性考慮在內(nèi).將線束布置在進氣側能有效地降低失效情況的發(fā)生，且對于溫度較敏感的罩蓋等容易產(chǎn)生大變形的零件，應在概念設計階段考慮溫度的不均勻程度，防止變形不均勻導致的密封不嚴進而產(chǎn)生泄露.

3.2 缸蓋應力分布

由于溫度分布不均勻，導致缸蓋熱應力較大，應力分布如圖4所示.每個氣門Y方向兩側有應力集中，進氣門和排氣門的應力集中帶呈45°分布帶.從變形考慮，因為Y方向的約束小于X方向約束，因此缸蓋在X方向不能自由膨脹，導致氣門兩側有應力集中帶.因此要降低這種熱應力，應減少對缸蓋X方向的約束，如采用一缸一蓋，降低缸蓋的熱應力，降低缸蓋鼻梁區(qū)開裂的風險.

圖4 缸蓋應力分布

3.3 缸蓋變形分析

缸蓋Z方向變形如圖5所示，從缸蓋變形可以看到，火力面缸心區(qū)域的變形明顯小于周圍區(qū)域，因為缸心區(qū)域的約束較大.因此該區(qū)域有熱應力集中的風險，要降低該區(qū)域的應力集中，可以考慮減小該區(qū)域的約束.

4 結構優(yōu)化

金屬材料的熱變形滿足下列公式[9]：

lt=l0(1+αl×Δt)

(5)

即隨著溫度升高，金屬的變形增大，缸與缸之間的約束以及螺栓預緊力的作用導致金屬的膨脹受到約束.由于缸蓋火力面溫度不均勻，變形不一致，使得約束進一步增大.鼻梁區(qū)溫度高，約束大，導致了較大的熱應力.傳統(tǒng)缸蓋的火力面是平的，在垂直方向上l0相等，在同樣溫度下變形相同，但是鼻梁區(qū)溫度較高，導致這塊區(qū)域的變形大于其余區(qū)域.

圖5 缸蓋變形分布

通過對缸蓋熱應力產(chǎn)生的原因進行分析，若要降低鼻梁區(qū)的集中應力，則應降低該區(qū)域的約束，由于受到缸蓋尺寸的限制，X和Y方向的改動極為有限，因此可從Z方向進行改進.本文提出了3種不同的發(fā)動機缸蓋方案，通過對比分析，可驗證以上結論的正確性，并給發(fā)動機缸蓋的設計改進提供理論指導.

第1種方案采用缸心朝外凸，中心處壁厚比一般缸蓋厚1mm；第2種方案采用普通平缸蓋；第3種方案采用缸心朝內(nèi)凹，中心處壁厚比一般缸蓋薄1mm.3種方案的示意圖分別如圖6、圖7和圖8所示.

圖6 方案1示意圖

圖7 方案2示意圖

圖8 方案3示意圖

通過3個方案的模擬計算，得到3個方案的火力面的計算結果分別如圖9、圖10和圖11所示.

由3個計算結果對比分析，方案3的鼻梁區(qū)最大應力最小，比平底板的應力小10MPa，最大應力減小了2.2%.內(nèi)凹火力面在受熱時金屬約束減少，金屬得到一定的延伸，導致應力較小[10].因此，降低鼻梁區(qū)的厚度可以降低該區(qū)域的約束，從而達到降低應力的目的.在缸蓋實際生產(chǎn)加工過程中，由于火力面的加工有多個機加工序，很難做成凹形火力面，因此可以通過減薄水套側鼻梁區(qū)域底板厚度，從而降低鼻梁區(qū)應力.

圖9 方案1結果

圖10 方案2結果

圖11 方案3結果

5 試驗驗證

熱應力產(chǎn)生的原因一般有：1)由于材料不同，熱膨脹系數(shù)也不同導致變形不均勻；2)同種材料由于受熱不均也導致變形不均勻.缸蓋由同種材料構成，則熱膨脹的不同由受熱不均勻造成.對缸蓋熱應力的研究，很大程度上可以等價為對其溫度場的研究[11].基于本文中發(fā)動機的試驗臺架，對氣缸蓋的溫度分布進行試驗研究，為熱固耦合數(shù)值計算提供更準確的邊界條件，同時也可以用于試驗結果與數(shù)值模擬結果的對比分析.

在發(fā)動機氣缸蓋的傳熱試驗中，試驗采用國Ⅳ柴油，燃油溫度為40±1 ℃，進氣總管進氣溫度(中冷后)為47±2 ℃(額定工況)，出水溫度為90 ℃(額定工況)，熱電偶采用穿水套式熱電偶.

為了驗證結果的準確性，在氣缸蓋上不同位置選取11個點作為測量點，其中5個點為獲得的邊界條件點，A-F點為驗證仿真的準確性點.A點位于噴油器孔3mm處，B點位于噴油器孔8mm處，C點位于進排3mm處，D點位于進排8mm處，E點位于排排3mm處，F(xiàn)點位于排排8mm處，由于A，B點位置位于另一側進排氣門處，故圖12只顯示C-F點位置，圖13為試驗裝備實物圖.

圖12 測溫點位置

表1為6個測量點的試驗與仿真結果對比.其中誤差最大的為4.84%，滿足要求.通過試驗測點溫度與數(shù)值模擬的比較，可以驗證數(shù)值模擬對氣缸蓋傳熱分析方法的準確性和可靠性.

圖13 試驗設備

測點計算值/℃實際值/℃誤差/%A334.2341.82.22B272.5284.44.18C315.1308.1-2.24D249.0237.5-4.84E387.4406.34.65F308.0323.24.70

6 結 論

1)通過ABAQUS進行模擬計算，計算結果表明，高溫帶分布在進氣鼻梁區(qū)和排氣鼻梁區(qū)靠近缸心區(qū)域，整個缸蓋溫度分布不均勻，導致缸蓋熱膨脹不均勻，產(chǎn)生較大熱應力.由于X方向約束大于Y方向，故氣門兩側有應力集中，缸心處的約束較大，缸蓋火力面區(qū)域缸心區(qū)的變形明顯小于周圍區(qū)域.

2)通過改進發(fā)動機缸心中心區(qū)域壁厚，設計3種不同的方案，對3種結果進行對比，中心區(qū)域壁厚降低，鼻梁區(qū)最大應力降低，由此得出缸蓋應力集中的原因分析是正確的，且降低鼻梁區(qū)的厚度可以降低該區(qū)域的約束，達到降低應力的目的.

3)通過測量試驗測點溫度并與數(shù)值模擬實驗結果進行對比，數(shù)值模擬的結果與試驗結果相接近，驗證了熱固耦合數(shù)值模擬對氣缸蓋傳熱分析方法的準確性和可靠性.

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Finite Element Analysis of Diesel Engine Cylinder Head Based on Thermosetting Coupling

GONG Jinke, HE Wei?, ZHONG Chao, TIAN Yinghua

(State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body,Hunan University,Changsha 410082,China)

A simulation model of a certain diesel engine was built by ABAQUS to solve the engine cracking problem. The temperature boundary of the model was calibrated based on experimental temperature data. The temperature and stress/deformation distributions of the diesel engine were analyzed based on the thermosetting coupling theory. Three kinds of cylinder center surfaces including convex, flat, and concave surfaces were put forward due to the thermal stress concentration in the bridge of nose area. Simulations were carried out to verify these three projects. It showed that the stress of the concave surface was smaller than others. Reduction of the wall thickness of the center area decreased the maximum stress of the bridge of nose area. The temperature distribution of the analysis model was found to be consistent with the experimental results. The experimental results also verified the accuracy of the thermosetting coupling numerical simulation. In a whole, the investigation in this paper provides the theoretical basis for the optimization design of the cylinder head.

cylinder heads; coupled heat transfer; temperature field; thermal stress

1674-2974(2017)02-0034-06

10.16339/j.cnki.hdxbzkb.2017.02.005

2016-01-20

國家高技術研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2008AA11A116), National High Technology Research and Development Program of China (863 Program) (2008AA11A116)；湖南省自然科學基金資助項目(10JJ6080), Natural Science Foundation of Hunan Province of China(10JJ6080);湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室自主課題資助項目(61075002), State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body of Hunan University(61075002)

龔金科(1954-)，男，湖南臨澧人，湖南大學教授，博士生導師

?通訊聯(lián)系人，E-mail:hewei610@163.com

TK422

A