石勇 曾小春 駱旭薇 魏濤 李斌 林宇星 溫拾平

（江鈴汽車股份有限公司，南昌 330001）

基于流固耦合方法的某缸蓋熱機疲勞分析及設計改進

石勇 曾小春 駱旭薇 魏濤 李斌 林宇星 溫拾平

（江鈴汽車股份有限公司，南昌 330001）

為分析某增壓柴油機缸蓋排氣道側水套在臺架耐久試驗中發(fā)生多起開裂失效現(xiàn)象的原因，應用FEA-CFD耦合方法對缸蓋進行溫度場、應力、高周疲勞強度分析。通過仿真找出缸蓋結構薄弱區(qū)域。溫度場計算結果和火力面溫度測量結果一致。經過分析，確認開裂區(qū)域應力水平過高、安全系數(shù)不足是導致缸蓋失效的根本原因。對開裂區(qū)域結構進行優(yōu)化，降低其應力水平，提高缸蓋的疲勞安全系數(shù)，優(yōu)化后的缸蓋通過了試驗驗證。

1 前言

為滿足不斷提升的節(jié)能減排法規(guī)要求，柴油發(fā)動機缸內最高爆發(fā)壓力不斷提高，為滿足國Ⅴ排放要求，其至少為15 MPa，而滿足國Ⅵ的則更高。缸蓋同時受發(fā)動機缸內燃燒產生的高溫以及氣體爆發(fā)壓力的周期性作用，工作條件十分惡劣，隨著爆發(fā)壓力和缸內溫度不斷提升，對發(fā)動機缸蓋的結構強度提出了更高的要求。

某直列4缸增壓柴油機在開發(fā)過程中出現(xiàn)了多次缸蓋水套開裂問題。經過斷口分析，確認該裂紋是從缸蓋水套側產生，向排氣道側擴展，裂紋周邊區(qū)域鑄造質量尚可，失效類型為高周疲勞失效。本文以該發(fā)動機為研究對象，計算發(fā)動機缸體-缸蓋在熱-機械應力耦合作用下的結構強度，并對缸蓋進行高周疲勞強度分析。

2 缸體、缸蓋溫度場計算

2.1 溫度場分析的有限元模型

缸蓋、缸體的有限元分析通常是建立一個由缸體-缸墊-缸蓋等零件組成的缸體缸蓋一體化分析模型來進行分析。以往的分析為了節(jié)省計算時間，只建立一個整缸加兩個半缸的模型[1]。但由于熱應力對約束條件非常敏感，這樣的模型切（界）面上的邊界條件很難與實際情況一致。因此，使用4缸整體模型，同時在有限元建模時考慮傳熱分析與應力分析模型通用，以減少網格建模時間。傳熱分析中，整個有限元網格包含缸蓋、氣缸墊、缸體、缸蓋螺栓、進氣門、排氣門、氣門座圈、氣門導管等零件。由于研究對象為缸蓋，所以對缸蓋的網格進行加密。在傳熱分析中，使用1階單元與使用2階單元計算結果基本是一致的，因此使用1階單元進行傳熱計算。

缸體材料為鑄鐵，缸蓋材料為鑄鋁，其物理性能都是隨溫度變化的。在溫度場計算中，導熱系數(shù)是主要影響因素，圖1為缸體、缸蓋材料的導熱系數(shù)。

圖1 缸體缸蓋材料導熱系數(shù)

2.2 傳熱邊界條件

流體-固體界面?zhèn)鳠岬倪吔鐥l件可分為3類[2]，即給定界面上的溫度值或溫度分布，給定界面上熱流密度值或熱流密度分布，給定界面上對流換熱條件。本研究以對流換熱為溫度場分析的換熱邊界，即第3類邊界條件。

2.2.1 缸內燃燒傳熱邊界

缸內燃燒換熱邊界十分復雜，放熱系數(shù)受工作過程、燃燒狀況、燃油噴射、混和氣體的性質等因素的影響，是各種熱機和燃燒裝置中最為復雜的[3]。常用方法是根據經驗公式求出平均放熱系數(shù)和平均介質溫度，隨著計算機及CAE技術的不斷發(fā)展，F(xiàn)EA-CFD耦合方法進行傳熱計算越來越成熟，計算結果也越來越可靠[1，4]。

利用三維燃燒模擬所得結果作為熱邊界。缸內三維工作過程模擬包括進氣、壓縮、做功和排氣4個工作過程。計算域有進、排氣道和燃燒室3個部分。

計算工況是發(fā)動機的額定工況，計算兩個發(fā)動機循環(huán)，取第2個循環(huán)的結果進行平均，然后利用AVL-fire軟件的映射功能，將換熱系數(shù)與溫度結果映射到有限元分析模型上。限于篇幅原因，圖2只列出缸蓋火力面的熱邊界結果。

2.2.2 冷卻水套傳熱邊界

缸內燃燒產生的熱量通過缸體、缸蓋水套傳遞到冷卻水中，由冷卻水帶出發(fā)動機。水套的冷卻情況會直接影響缸蓋的溫度分布，進行水套CFD分析的主要目的是為溫度場分析提供水套側的冷卻邊界條件。

水套CFD計算需要與缸體-缸蓋溫度場分析進行多輪耦合計算。初始計算壁面溫度邊界為383 K，冷卻液入口流量為1.938 kg/s，入口溫度為363 K，出口壓力設置為100 kPa。模型采用湍流模型以及標準壁面函數(shù)進行穩(wěn)態(tài)計算。

圖2 缸蓋火力面的熱邊界

圖3為冷卻水套表面對流換熱系數(shù)和流體溫度。

圖3 水套側邊界

2.2.3 其它傳熱邊界

設置與機油接觸的表面溫度為403 K，換熱系數(shù)為1 000 W/（m2·K）。在固體之間接觸的地方設置接觸對，設置接觸屬性，實現(xiàn)固體之間的熱量傳遞。

2.3 溫度場分析結果

缸體缸蓋一體化的計算方法有助于提高模型溫度場的準確性和完整性。圖4為缸體的溫度場分布結果。缸體最高溫度為486 K，最高溫度出現(xiàn)在兩缸間的隔板區(qū)。這主要是因為隔板區(qū)同時接受兩個缸燃燒產生的熱量。

圖4 缸體的溫度場

圖5為缸蓋的溫度場分布結果?？梢钥闯觯咨w火力面的溫度明顯高于其它部位，且排氣側溫度明顯高于進氣側。兩排氣門之間的“鼻梁區(qū)”溫度達504 K。

圖5 缸蓋的溫度場

為了驗證溫度場分析的準確性，進行缸蓋火力面的溫度場測試。測量采用的是硬度塞法，即在每一缸的兩排氣門中間、兩進氣門中間各布置一個測量點，總共8個測點。

表1為測量值與模擬值的對比?？芍M值與測量值總體趨勢一致，T排氣＞T進氣，測量值由于受到硬度塞安裝、硬度測量等測量誤差的影響，散差比模擬值大。排氣側平均誤差為9.8%。因此，分析的溫度場結果分布合理可信。

表1 缸蓋火力面溫度測量值與模擬值對比 K

3 缸體缸蓋應力場計算

3.1 模型及工況設置

應力場計算采用與溫度場計算同樣的網格，由于四面體1階單元應力計算不準確，在應力計算時需要將單元類型轉為2階四面體應力單元。此外，還需要對模型的接觸關系進行調整，以便各零件之間作用力的傳遞。主要的接觸對有氣門座圈、氣門導管與缸蓋的過盈接觸，氣缸墊與缸體、缸蓋間的接觸以及各種螺栓與缸體、缸蓋的接觸。

材料特性方面，氣缸墊是復合的非線性材料，計算時采用專用墊片單元進行建模，并結合材料的壓縮回彈曲線來模擬實際氣缸墊的受力狀態(tài)，以便準確計算出應力和應變。

模型的載荷主要有安裝載荷（螺栓預緊力、氣門座圈和氣門導管的過盈力），熱載荷（由溫度場產生的熱應力），機械載荷（各缸燃燒時產生的爆發(fā)壓力）。加載順序見表2。

表2 工況設置表

3.2 應力場結果

對結果進行后處理，切開缸蓋，顯示開裂區(qū)域的應力分布，如圖6所示?？芍?，開裂區(qū)域應力較大，存在明顯的應力集中現(xiàn)象。圖7是該區(qū)域某一節(jié)點的應力歷程。

圖6 開裂區(qū)應力分布

圖7 開裂區(qū)應力最大點的應力歷程

由圖7可知，裝配后該點的應力達到93 MPa，加載熱負荷后，應力達到173 MPa，當該缸工作時，加載氣體爆發(fā)壓力后，該點的應力達到230 MPa。由此可見，該處的熱應力與機械應力都較大，而該缸蓋為雙層水套設計，開裂區(qū)域位于上水套，已經遠離常出現(xiàn)低周疲勞失效的缸蓋火力面；出現(xiàn)開裂失效的兩個試驗時間均超過800 h，離1 000 h的目標不遠。因此，該處的開裂失效是熱應力與機械應力共同作用下的高周疲勞失效。熱應力相當于是平均應力，而爆發(fā)壓力相當于應力幅值。

4 缸蓋高周疲勞強度計算

缸蓋疲勞分析主要是基于有限疲勞壽命法和Miner線性累積損傷理論。而基于線性累積損傷理論的疲勞分析準則主要有兩種：應力-循環(huán)（S-N）準則和應變-循環(huán)（e-N）準則[5]。發(fā)動機缸蓋結構強度一般要求是無限壽命設計，高周疲勞使用S-N準則，使用安全系數(shù)表示缸蓋的疲勞強度大小。

以工況3～工況7作為疲勞分析工況，考慮溫度、應力梯度、平均應力等影響因素，對缸蓋進行疲勞強度分析。除去表面應力數(shù)值奇異的位置，發(fā)現(xiàn)缸蓋安全系數(shù)最?。?.97）位置正好位于發(fā)生開裂失效的位置，因此開裂區(qū)域安全系數(shù)不滿足設計要求（理論上安全系數(shù)為1，根據實際情況定義安全系數(shù)為1.1）。CAE分析結果與試驗結果的一致性說明該方法準確性高，可以應用其指導缸蓋的設計改進。

5 缸蓋的設計改進

根據開裂區(qū)域的應力歷程看，該處的熱應力與機械應力都很大。熱應力的產生與該處的溫度梯度和約束關系相關，由于缸蓋布置結構的限制，難以做較大的更改，而從計算結果和耐久試驗時間看，缸蓋強度離設計要求不遠，因此改進的方向是局部增加材料，降低該區(qū)域的應力，以加強開裂區(qū)域的強度。

為了能快速找到修改方案，在原缸蓋網格模型上調整該處的網格，達到增大圓弧、增加材料的目的，然后進行應力和疲勞強度試算。試算結果達標后，再修改CAD模型，最終修改方案如圖8所示。最后，重新進行CFD水套計算、溫度場計算、應力場計算和疲勞強度計算，得到改進后缸蓋的安全系數(shù)，如圖9所示。原開裂區(qū)域的安全系數(shù)由0.97提升到1.15，提高了18.5%，滿足設計要求。

通過修改缸蓋鑄造砂芯的方式完成缸蓋樣件制作，重新進行2臺耐久試驗并順利通過試驗。樣件通過后，修改缸蓋的模具，后續(xù)所有試驗都使用工裝件，并且都未出現(xiàn)問題。

圖8 開裂區(qū)域截面輪廓

圖9 優(yōu)化后結構安全系數(shù)

6 結束語

a.開裂區(qū)域的應力較大，疲勞安全系數(shù)較小是造成開裂失效的根本原因。

b.通過結構修改與優(yōu)化，開裂區(qū)域的疲勞安全系數(shù)由0.97提升到1.15，滿足了設計要求。

c.CAE分析結果與試驗結果的一致性說明該方法對于預測缸蓋的高周疲勞強度準確度非常高，可以應用該方法指導缸蓋的設計改進。

1 楊明，成曉北，汪鑫.基于流固耦合計算的柴油機缸蓋熱-機械疲勞分析研究.內燃機工程,2015,36（6）:60～66.

2 趙騰倫.ABAQUS6.6在機載工程中的應用.北京：中國水利水電出版社，2007.

3 解茂昭.內燃機計算燃燒學.大連：大連理工大學出版社，2005.

4 Fontanesi S,Giacopini M.Multiphase CFD-CHT optimiza?tion of the cooling jacket and FEM analysis of the engine head of a V6 diesel engine.Applied Thermal Engineering, 2012,52（2）:293～303.

5 Charkaluk E,Bignonnet A,Constantinescu A,et al.Fatigue design of structures under thermomechanical loadings.Fa?tigue Fract Engng Master Struct,2002,25（12）:1199～1206.

（責任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年8月1日。

The Thermal Fatigue Analysis and Design Improvement of A Cylinder Head Based on Fluid-Solid Coupling

Shi Yong,Zeng Xiaochun,Luo Xuwei,Wei Tao,Li Bin,Lin Yuxing,Wen Shiping
（Jiangling Motors Corporation Limited,Nanchang 330001）

Crack failure occurred frequently at water jacket of exhaust port for a TC diesel engine cylinder head under bench durability test,to find the root cause of such failure,we employed a coupled Finite Element Analysis(FEA)-Computational Fluid Dynamics(CFD)method to analyze cylinder head temperature field,stress,high-cycle fatigue strength.We identified the weak area of cylinder head structure through simulation,and the temperature field computed temperatures were consistent with experimental measurements.Through analysis,it was confirmed that high stress level and low safety factor were the root cause of cylinder crack failure.The structure of the cracked areas was modified to lower its stress level, improve cylinder head fatigue safety factor.The optimized cylinder head passed the verification test.

TC diesel engine,Cylinder head,Crack,Coupled analysis

增壓柴油機 缸蓋 開裂 耦合分析

U464.132

A

1000-3703（2017）04-0036-04