维普资讯 http://www.cqvip.com 第１５卷第１期 ２００７年３月 山东交通学院学报 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＳＨＡＮＤＯＮＧ ＪＩＡＯＴＯＮＧ ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹ Ｖｏ１．１５ Ｎｏ．１ Ｍ ．２０ｏ７ 利用有限元对６２００柴油机功率提升前后 缸盖强度的对比分析 陶建忠，李国祥，白书战 （山东大学能源与动力工程学院，山东济南２５００６１） 摘要：建立了６２００柴油机缸盖的实体模型和有限元模型，利用发动机热力仿真软件、ＣＦＤ软件与有限元软件 的交叉计算为气缸盖的强度计算提供了温度场和传热系数分布等边界条件。在此基础上，对柴油机功率提 升前后气缸盖在预紧工况、热一机械耦合作用及爆发一热一机械耦合作用下承受的最大拉应力情况进行了 计算分析，确定了各影响因素在缸盖上产生最大拉应力的主要位置。对气缸盖的疲劳强度安全系数进行了 计算分析，为生产部门进行柴油机功率的提升提供了理论参考。１ ０００ ｈ的可靠性实验证明了计算结果的合 理性。 关键词：有限元；柴油机；气缸盖；安全系数 中图分类号＿．ＴＫ４２２．４ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７２—００３２（２００７）０１—００２０—０５ 在内燃机工作过程中，气缸盖在承受较大的机械负荷的同时，还存在较高的热负荷，是工作条件最为 恶劣的零部件之一＿】ｊ。气缸盖的强度和可靠性问题一直是内燃机设计中的关键问题 ｊ。随着发动机技 术的发展，其强化程度和性能不断提高，导致了机械负荷和热负荷的增加，特别是由于在高温和温度分布 不均匀而产生的热应力的反复作用下往往会形成热疲劳裂纹现象。受热条件下的强度计算一直是缸盖 设计与计算中的重要问题和难点。 近年来，随着有限元和计算流体力学（ＣＦＤ）的发展，其相互交叉运用于计算的应用领域不断扩大，国 外在这一领域的研究工作十分活跃，而国内目前在这方面所做的工作还比较少。本文以６２００柴油机单 缸功率由１００ ｋＷ提高到１３８ ｋＷ的缸盖为研究对象，通过发动机热力仿真软件、ＣＦＤ软件和有限元软件 之间的交叉计算，对柴油机功率提升前后的气缸盖应力场和疲劳强度安全系数进行了计算分析，可以为 气缸盖的改进设计提供理论参考。 １ 气缸盖计算模型的建立 建立计算模型时，为了保证气缸盖计算分析的准确性，仅对计算 精度影响较小的螺钉孔和销钉孔进行适当简化，以有利于有限元网格 的划分，气道模型由三维坐标仪对实际铸造砂芯进行扫描得到。缸盖 采用四面体网格划分，单元和节点总数分别为２０．９万、２４．１万。气缸 盖的三维ＣＡＤ模型和有限元网格模型如图１所示。 另外，为了保证计算模型更接近缸盖的实际工作状况，计算中还 包括气门座圈、缸盖螺栓、喷油器套、气缸套和机体等适当简化的模 型。气缸盖的材料为ＲＴ３０—５４耐热铸铁，气门座圈和缸盖螺栓材料 图１有限元网格模型 为４２ＣｒＭｏＡ，气缸套和机体的材料为ＨＴ２５０。计算中认为材料是各向 收稿日期：２００６—１２—２１ 作者简介：陶建忠（１９７６一），男，山东德州人，山东大学博士研究生，研究方向为柴油机缸内过程与排气净化 维普资讯 http://www.cqvip.com 第ｌ期 陶建忠等：利用有限元对６２０ｏ柴油机功率提升前后缸盖强度的对比分析 ２１ 同性的，而且材料的物理性能参数不随温度而变化，主要材料的性能参数见表１。 表１材料的性能参数 ２边界条件和载荷的确定 根据柴油机的实际工作状态，边界条件和载荷的施加包括缸盖所承受的预紧力、过盈力、热应力以及 燃气爆发压力。计算模拟包括预紧工况、热力一机械工况和爆发一热力一机械工况３种情况。其中预紧 工况包括螺栓预紧力、气门座过盈力，热力一机械工况包括螺栓预紧力、气门座过盈力以及热应力，爆 发一热力一机械工况包括螺栓预紧力、气门座过盈力、热应力以及气体爆发压力。因此计算过程中边界 载荷条件中既需要设定热边界同时也需要设定机械边界。 ２．１ 热力载荷边界的确定 缸盖热边界条件采用传热理论的第三类边界条件¨Ｊ，也就是设定边界的传热系数 及介质温度 。 缸盖温度场的确定一直是缸盖强度计算的重点和难点，为了准确计算出气缸盖火力面周围的介质温度和 传热情况，参照ＡＶＬ缸盖火力面温度场和传热系数的计算方法 Ｊ，利用发动机热力过程仿真软件和ＣＦＤ 软件建立计算模型，通过交叉计算得到了柴油机最大功率点缸内燃气的传热系数随气缸半径Ｒ的分布曲 线，如图２所示。图３为火力面上的温度分布。 图２火力面上对流传热系数随气缸半径的变化关系 图３ ＂ＸｔＪ面对流传热系数随气缸中心的变化关系 柴油机冷却水侧的计算方法为：首先将预估的壁面温度作为冷 却水腔ＣＦＤ计算的边界条件进行初步计算，将初步计算出的温度场 和传热系数分布结果作为有限元计算的边界条件进行热力计算，再 将有限元计算得出的温度分布带人到ＣＦＤ计算中进行下一步的计 算，如此反复迭代，直到２次相邻的计算结果相差不大为止，图４为 通过ＣＦＤ与有限元软件的交叉耦合计算得到的缸盖冷却水腔壁面 的传热系数分布。由热力性能计算结果作为初步计算的边界条件利 用上述方法也得出了进、排气道的温度场和传热系数分布情况。 图４冷却水腔壁面的对流传热系数 维普资讯 http://www.cqvip.com 丝． 查 兰堕兰堡 ！ 星笙 堂 ２．２机械载荷边界的确定 进行机械和热力一机械耦合应力分布的计算需要确定出气缸盖与缸盖螺栓、缸盖与气门座圈、缸盖 与气缸套之间的受力关系以及缸盖自身的载荷大小，以便准确地模拟出缸盖的实际工作情况。根据实际 工作情况，在机体底部的节点上施加全约束，从而实现对整个计算模型的位置固定。在缸盖一气缸套一 机体之间通过建立相应的ＭＰＣ关系以模拟相互接触的两者之间的受力情况。另外，根据实际的气门座 圈和座孔处的加工尺寸，得出气门座圈与座孔之间在半径方向上的过盈量在０．０２４ ５ ０．０５３ ０ ｍｍ之间， 在实际的计算中，采用最大过盈量０．０５３ ０ ｍｍ进行计算。通过预紧单元施加大小为２４８ ４９０ Ｎ的预紧 力。在缸盖的外部载荷中，还有来自气缸内燃气爆发压力的作用，计算过程中取爆发压力在功率提升前 后分别为１３ ＭＰａ和１４ ＭＰａ，将该压力施加在相应的火力面节点上，并同时将换算后的压力施加在气门 座圈底部节点上。 ２．３热力一机械耦合计算载荷的确定 热力一机械耦合应力计算采用间接法，即先通过热力计算求解出整个缸盖的温度场，将温度场作为 应力计算的边界条件加载，再与机械应力进行耦合应力的求解。 ３计算结果及分析 根据计算结果，缸盖的受热表面主要是火力板上、下表面、排气门口以及排气道表面，在缸盖火力板 鼻梁区和喷油器孔底面周围拉应力最大（见表２、表３，其中， 为施加缸盖螺栓和喷油器螺栓预紧力，并 施加气门座圈过盈；Ｍ 为施加缸盖螺栓和喷油器螺栓预紧力、气门座圈过盈和温度载荷； 为施加缸盖 螺栓和喷油器螺栓预紧力、气门座圈过盈、温度载荷和最高爆发压力），且此处的表面和厚度方向温度梯 度也比较大。因此，下面的分析主要是针对这２个部位来进行的。 表２ 功率提升前后鼻梁区最大拉应力对比 表３ 功率提升前后水腔底部最大主应力对比 ３．１预紧工况机械应力分析 从计算结果可以看出，在单纯预紧力作用下，气缸盖的应力主要集中在鼻梁区和水腔底面的排气门 座外侧，如图５，６所示。 ’ 图５预紧载荷下火力面第一主应力 图６预紧载荷下水腔底面第一主应力 维普资讯 http://www.cqvip.com 笙 塑 堕垄：璺篁！型 壹 垫 皇堡 堕亘篁重堡壁 些坌堑 翌 由于气门座圈材料比气缸盖材料硬度高出很多，在该处产生了较大的气门座圈过盈力，气门座圈的 过盈对气门座孔产生压应力，而气门座孔受压扩大，产生拉应力，因为气门座四周材料分布不均，鼻梁区 的刚度较小，因此在鼻梁区产生了较大的拉应力，该处的第一主应力最大值在柴油机功率提升前后由 ６９．３８ ＭＰａ升高到７４．４９ ＭＰａ，增加了７．３７％；在排气门座外侧产生较大应力是由气缸盖的结构造成的， 该处第一主应力最大值在柴油机功率提升前后由７２．２２ ＭＰａ升高到７９．５１ ＭＰａ，增加了１０．０９％。 ３．２热力一机械工况耦合应力分析 将预紧载荷与计算得到的温度场共同作用在气缸盖模型上，得到了在没有爆发的工作状态下的热 力一机械负荷的耦合应力，如图７，８所示。 ｒ＿Ｉ￡ ∥ 《 ｇＥ ＿＿＿｛＾ｙ００＿，６ ．耳１ｊ＾Ｚ Ｌ ｒｌ ～一 §—－—。。 如０ＯＱｕｏ。ｃ如如 嚣如如 Ｄ ＯＯＯ５Ｏ‘ ５， ；．图７热载荷下火力面第一主应力 图８热载荷下水腔底面第一主应力 ３．３ 爆发一热力一机械工况耦合应力分析 在爆发一热力一机械工况负荷耦合作用下，整个气缸盖最大主应力的最大值仍然出现在气缸盖的鼻 梁区和喷油器孔周围，如图９，１０所示。 图９爆发一热载荷下火力面第一主应力 图１０爆发一热载荷下水腔底面第一王应力 由于爆发压力的作用，鼻梁区的最大应力比没有爆压作用时有所降低，但喷油器孔周围应力有所增 大。尽管该数值仍在材料的弹性范围内，但由于应力的变化幅值较大，因此鼻梁区和喷油器孔周围是气 缸盖疲劳强度的薄弱环节，可能会造成气缸盖低频疲劳失效的发生，需要对这些部位的疲劳强度进行校 核计算。 ３．４疲劳计算 对于缸盖鼻梁区来说，其受到的静载荷为预紧力、气门座过盈和热载荷，其交替载荷为爆发压力，因 此疲劳计算的应力幅和平均应力用这２种情况下的拉应力确定。 疲劳安全系数的计算由以下公式确定 一１＋（Ｋ Ｄ一 ）× １＋（Ｋ 一１）卢 “ 一 Ｄ×（ ＋ ） ’ “ 。一 ’ Ｌ 黼 、， 维普资讯 http://www.cqvip.com ２４ 山东交通学院学报 ２００７年３月第１５卷 式中ｏｒ 为材料疲劳极限，ｏｒ 为平均应力，ｏｒ 为应力幅， 为平均应力折算系数， 为疲劳缺Ｅｌ系数， 。为疲劳强度降低系数， 为表面系数， 为尺寸系数。 在常规的疲劳设计中认为，当材料性质 表４功率提升前后最大应力处的疲劳安全系数 比较均匀，且各种设计系数都能精确确定 时，许用疲劳安全系数：［凡］：１．１—１．２ 。 表４为按火力面和水腔底部的第一主应力的 最大值计算的安全系数。疲劳计算结果表 明，在柴油机功率提升后气缸盖的强度满足 安全系数的要求，不会产生疲劳破坏现象。 ４结论 １）本文计算了６２００柴油机气缸盖功率提升前后的应力分布状况，计算出了应力最大点的疲劳安全 系数，通过１ ０００ ｈ的可靠性试验和拆检报告也证明了计算结果的合理性。 ２）利用发动机热力过程仿真、ＣＦＤ和有限元的交叉计算确定气缸盖强度计算所需要的温度场和传热 系数分布等边界条件，是一种切实可行的方法。 ３）通过有限元分析柴油机功率提升前后机械应力和耦合应力的对比情况，为发动机功率的提升和结 构强化提供了合理、基本有效的解决方法。 参考文献： ［１】柴油机设计手册编辑委员会．柴油机设计手册（上册）［Ｍ］．北京：中国农业机械出版社，１９８４． ［２］肖永宁，潘克煜．内燃机热负荷和热强度［Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９８８． ［３］许道延，丁贤华．高速柴油机概念设计与实践［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２００４． ［４］ＡＶＬ ＬＩＳＴ ＧｍｂＨ．Ｌａｙｏｕｔ ＦＥ Ａｎａｌｙｓｅｓ ｏｆｔｈｅ Ｈｅａｄ—Ｂｌｏｃｋ—Ｇａｓｋｅｔ Ｃｏｍｐｏｕｎｄ ｆｏｒ ｔｈｅ ＷＤ６１８ Ｅｎｇｉｎｅ［Ｒ］．２００４ 【５］赵少汴．疲劳设计【Ｍ］．北京：机械工业出版社，１９９２． Ｃｏｍｐａｒａｔｉｖｅ ＦＥＭ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｆｏｒ ｔｈｅ Ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ ｏｆ Ｃｙｌｉｎｄｅｒ Ｈｅａｄ ｏｆ ６２００ Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ Ｄｕｒｉｎｇ ｔｈｅ Ｐｏｗｅｒ Ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ Ｐｒｏｃｅｓｓ ＴＡＯ Ｊｉａｎ－ｚｈｏｎｇ，ＬＩ Ｇｕｏ—ｘｉａｎｇ，ＢＡＩ Ｓｈｕ－ｚｈａｎ （Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆＥｎｅｒｇｙ ａｎｄＰｏｗｅｒＥｎｇｉｅｎｅｒｉｎｇ，Ｓｈａｎｄｏｎｇ Ｕｎｉｖｅ￣ｉ＠，．￣ｎａｎ ２５００６１，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ ｓｏｌｉｄ ｍｏｄｅｌ ａｎｄ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｏｄｅｌｓ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｈｅａｄ ｆｏｒ ＣＷ６２００ ｄｉｅｓｅｌ ｅｎｇｉｎｅ ａｒｅ ｇｉｖｅｎ ｂｙ ｍｅａｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ａｄｖａｎｃｅｄ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｔｅｃｈｎｉｑｕｅｓ，ａｎｄ ｔｈｅ ｉｆｅｌｄｓ ｏｆ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｄｉｓｔｉｒｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｈｅａｔ ｔｒａｎｓｆｅｒ ｃｏｅｆｉｆｃｉｅｎｔｓ棚屯ｓｉｍｕｌａｔｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅ ｔｈｅｒｍａｌ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｓｏｆｔ ｐａｃｋａｇｅ ａｎｄ ｔｈｅ ＣＦＤ ｓｏｆｔ ｐａｃｋａｇｅ．Ａｎｄ ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ｒｅｓｕｌｔｓ，ｔｈｅ ｈｉｇｈｅｓｔ ｓｔｒｅｓｓ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｈｅａｄ ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ｏｆ ａ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｌｏａｄｉｎｇ，ａ ｔｈｅｒｍａｌ—ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｃｏｕｐｌｅｄ ｏｎｅ ａｎｄ ａ ｔｈｅｒｍａｌ—ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｃｏｕｐｌｅｄ ｏｎｅ ｗｉｔｈ ｇａｓ ｆｏｒｃｅ ａｒｅ ｓｉｍｕｌａｔｅｄ ｄｕｒｉｎｇ ｔｈｅ ｐｏｗｅｒ ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ｐｒｏｃｅｓｓ，ａｎｄ ｔｈｅｎ ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｈｅｌｐ ｔｏ ｆｉｎｄ ｔｈｅ ｐｌａｃｅｓ ｗｈｅｒｅ ｔｈｅ ｈｉｇｈｅｓｔ ｓｔｒｅｓｓ ｅｘｉｓｔｓ．Ｆｕｒｔｈｅｒ ｍｏｒｅ，ｓａｆｅｔｙ ｆａｃｔｏｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ｐｌａｃｅｓ ｗｈｅｒｅ ｆａｉｌｕｒｅｓ ｍｉｇｈｔ ｈａｐｐｅｎ ａｒｅ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ａｎｄ ａｎａｌｙｚｅｄ，ａｎｄ ｐｒｏｖｉｄｅ ｔｈｅ ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ ｏｆ ｔｈｅ ｄｉｅｓｅｌ ｐｏｗｅｒ ｉｎｃｒｅａｓｉｎｇ ｆｏｒ ｔｈｅ ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｉｎｇ ｄｅｐａｒｔｍｅｎｔｓ．Ｔｈｅ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ｒｅｓｕｌｔｓ ａｒｅ ｐｒｏｖｅｄ ｔｏ ｂｅ ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ ｂｙ ｔｈｅ ｒｅｌｉａｂｌｅ ｔｅｓｔ ｏｆ １ ０００ ｈｏｕｍ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ；ｄｉｅｓｅｌ ｅｎｇｉｎｅ；ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｈｅａｄ；ｓａｆｅｔｙ ｆａｃｔｏｒｓ （责任编辑：郎伟锋）
