姚秀功，程 穎，蓋洪武

（北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081）

氣缸蓋是發(fā)動(dòng)機(jī)最為復(fù)雜的零部件之一，其強(qiáng)度直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命。熱負(fù)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(dòng)機(jī)工作時(shí)氣缸蓋的火力面和排氣道承受著高溫、高壓燃?xì)獾难h(huán)沖擊和腐蝕，而冷卻水腔和進(jìn)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(shí)會(huì)產(chǎn)生很高的熱應(yīng)力，高強(qiáng)化柴油機(jī)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(chǎn)生疲勞破壞［1］。正確分析氣缸蓋溫度場及應(yīng)力場是氣缸蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和改進(jìn)的依據(jù)，利用有限元方法可以縮短缸蓋生產(chǎn)周期、降低成本。

本研究采用有限元方法，對單排缸蓋—機(jī)體冷卻水套模型進(jìn)行CFD計(jì)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(guān)系，實(shí)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?jì)算，研究了熱負(fù)荷作用下氣缸蓋熱應(yīng)力及塑性應(yīng)變的特點(diǎn)，同時(shí)采用正交設(shè)計(jì)方法對影響氣缸蓋熱負(fù)荷的主要因素進(jìn)行了顯著性分析。

1 計(jì)算模型

本研究以某單體式6V110高強(qiáng)化柴油機(jī)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(dòng)機(jī)的部分工作參數(shù)及結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

1.1 實(shí)體模型及網(wǎng)格模型

采用CAD軟件Pro／E建立氣缸蓋的三維實(shí)體模型。忽略缸蓋頂板上的搖臂安裝螺釘孔、側(cè)面冷卻水水堵孔等結(jié)構(gòu)（見圖1a）。在Pro／E中對該模型進(jìn)行裝配，并保存裝配模型為.igs格式，然后導(dǎo)入Hypermesh中，使用“隱藏面”、“刪除面”等命令，得到發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水套模型（見圖1b）。該發(fā)動(dòng)機(jī)單排三缸冷卻水系統(tǒng)采用的是缸蓋水套串聯(lián)式、機(jī)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(jìn)入各單缸機(jī)體—缸蓋水套，各缸蓋水套串聯(lián)，最終從一個(gè)缸蓋出水口流入回水總管。

網(wǎng)格模型中，對火力面、噴油器座孔、螺栓孔周圍進(jìn)行了局部加密，采用四面體二次單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格。冷卻水套采用四面體一次單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，在入口和出口處分別定義網(wǎng)格膨脹層，以提高計(jì)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(gè)工作循環(huán)缸內(nèi)燃?xì)獾乃矔r(shí)溫度和瞬時(shí)換熱系數(shù)（見圖2），由式（1）與式（2）分別得到燃?xì)馄骄鶞囟群推骄鶕Q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(gè)區(qū)域（見圖3），由式（3）初步定義不同區(qū)域換熱系數(shù)值?；跓犭娕紲y溫法，以圖3中試驗(yàn)布點(diǎn)所測到的溫度值為標(biāo)準(zhǔn)，調(diào)整各區(qū)域的換熱系數(shù)，使得溫度的計(jì)算值與試驗(yàn)值誤差大多數(shù)在5%以內(nèi)（見表2），確定火力面各區(qū)域最終換熱系數(shù)。進(jìn)、排氣道表面的換熱系數(shù)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算得到［1］，自由表面換熱系數(shù)取20 W／（m2·K）。

1個(gè)工作循環(huán)內(nèi)燃?xì)獾募訖?quán)平均換熱系數(shù)和加權(quán)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(guān)系［3］：

式中：τ0為曲軸轉(zhuǎn)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?xì)馄骄鶕Q熱系數(shù)。

表2 氣缸蓋溫度場仿真結(jié)果與試驗(yàn)值對比

流場分析時(shí)，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(shí)測值給出。采用κ－ε雙方程模型以均值法求解湍流流動(dòng)，對單排冷卻水套進(jìn)行流場計(jì)算［4－5］。

2 單排冷卻水套結(jié)果分析

計(jì)算結(jié)果表明該發(fā)動(dòng)機(jī)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(dá)137 530 Pa。由于各缸壓力分布很不均勻，導(dǎo)致各缸流速不同，換熱系數(shù)差異較大（見圖4b），使發(fā)動(dòng)機(jī)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(jié)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(jìn)一步分析研究。

3 氣缸蓋與冷卻水的流固耦合計(jì)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(dǎo)熱傳出的熱量等于流體對流吸收的熱量［6］：

式中：K為導(dǎo)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(dǎo)熱量；qf為對流量。

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

3.2 流固耦合計(jì)算模型

由上述計(jì)算結(jié)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(gè)缸蓋—機(jī)體水套進(jìn)行流場計(jì)算，在冷卻水與氣缸蓋之間建立交界面（Interface）實(shí)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(jīng)驗(yàn)公式，耦合計(jì)算得到的氣缸蓋水腔表面的溫度分布更接近其實(shí)際工作時(shí)的情況。

冷卻水從機(jī)體下端的入水口流入機(jī)體水套，由氣缸蓋側(cè)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(shè)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(yīng)力計(jì)算時(shí)，在機(jī)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(jì)算時(shí)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(jì)算結(jié)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(cè)冷卻水溫度高于進(jìn)氣門側(cè)，最高溫度出現(xiàn)在噴油器座孔位置靠近排氣門一側(cè)。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?yàn)閲娪推髯卓拷M(jìn)氣門一側(cè)，原因是該處流速較高，流體湍流強(qiáng)度大。

3.3.2 氣缸蓋熱應(yīng)力

由圖7最大主應(yīng)力分布云圖可知，在氣缸蓋頂板上2個(gè)鑄造出沙孔與氣門彈簧座之間的薄壁處，拉應(yīng)力值較高，在265 MPa左右；在排氣道上部冷卻水腔內(nèi)部的拐角處及氣門導(dǎo)管孔周圍，拉應(yīng)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(yīng)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(yù)緊力作用，壓應(yīng)力值也較高。

由圖8a可知，火力面上進(jìn)氣門鼻梁區(qū)應(yīng)力值大于排氣門鼻梁區(qū)，最大von Mises應(yīng)力（284.56 MPa）出現(xiàn)在進(jìn)排氣門之間靠近排氣門一側(cè)。由圖8b可知，在僅有熱負(fù)荷的情況下該氣缸蓋部分區(qū)域已經(jīng)發(fā)生塑性變形，塑性應(yīng)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(yīng)變均出現(xiàn)在高溫或高應(yīng)力區(qū)域，排氣門鼻梁區(qū)塑性應(yīng)變值大于進(jìn)氣門鼻梁區(qū)，最大塑性應(yīng)變與最大von Mises應(yīng)力出現(xiàn)的位置相同。雖然進(jìn)氣門側(cè)應(yīng)力值高于排氣門側(cè)，但塑性應(yīng)變排氣側(cè)高于進(jìn)氣側(cè)，因此實(shí)際工作時(shí)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(jìn)行熱沖擊疲勞試驗(yàn)考核時(shí)，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(dāng)循環(huán)達(dá)到一定次數(shù)時(shí)，在進(jìn)排氣門間的鼻梁區(qū)產(chǎn)生裂紋，最終會(huì)貫穿整個(gè)鼻梁區(qū)，驗(yàn)證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性（見圖9）。

4 熱負(fù)荷影響因素研究

由以上計(jì)算可知，熱負(fù)荷對氣缸蓋應(yīng)力，特別是火力面處應(yīng)力影響較明顯。影響氣缸蓋熱負(fù)荷的主要因素有缸內(nèi)燃?xì)鉁囟?、冷卻水的流量及溫度。根據(jù)該發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際情況，采用正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，以氣缸蓋進(jìn)、排氣門鼻梁區(qū)von Mises應(yīng)力及最高溫度為考察指標(biāo)，選取冷卻水流量及溫度、燃?xì)鉁囟葹樵囼?yàn)因素，每個(gè)影響因素選擇3個(gè)試驗(yàn)水平，選用L9（34）正交表［9］，試驗(yàn)方案、試驗(yàn)結(jié)果及其極差分析見表3與表4。

表3 影響因素的正交設(shè)計(jì)方案

由表4可知，燃?xì)鉁囟群屠鋮s水流量對3個(gè)試驗(yàn)指標(biāo)的影響均較大，且各試驗(yàn)指標(biāo)隨著燃?xì)鉁囟人降奶岣叨龃?，隨冷卻水流量增加而降低，而冷卻水溫度對3個(gè)試驗(yàn)指標(biāo)的影響均較小。

表4 正交試驗(yàn)結(jié)果極差分析

5 結(jié)論

a）單排水套第1缸流動(dòng)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(yīng)力值進(jìn)氣門側(cè)大于排氣門側(cè)；但火力面上塑性應(yīng)變值排氣門側(cè)大于進(jìn)氣門側(cè)；因此排氣門側(cè)疲勞破壞可能性較大，與試驗(yàn)結(jié)果相符；

b）冷卻水流量及溫度、燃?xì)鉁囟染鶗?huì)影響氣缸蓋的溫度及應(yīng)力分布；冷卻水流量和燃?xì)鉁囟仁亲罡邷囟戎导盎鹆γ嫔蠎?yīng)力值的主要影響因素，而冷卻水溫度對其影響較小。

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