某先進高速柴油機氣缸蓋結構評估

王軍， 郭珍， 徐宏， 蘇鐵熊， 張翼

(1. 中北大學， 山西 太原 030051； 2. 中國北方發(fā)動機研究所(天津)， 天津 300400)

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某先進高速柴油機氣缸蓋結構評估

王軍1， 郭珍2， 徐宏1， 蘇鐵熊1， 張翼1

(1. 中北大學， 山西 太原 030051； 2. 中國北方發(fā)動機研究所(天津)， 天津 300400)

以某引進的高速柴油機氣缸蓋為研究對象，采用有限元方法對氣缸蓋的溫度場、熱機耦合作用下的疲勞強度和密封性進行了數(shù)值仿真和分析，探討其設計理念及進一步提升性能的可行性，為國產(chǎn)化改進和設計提供了理論依據(jù)。結果表明，該柴油機強化程度達26 MPa·m/s，但氣缸蓋仍保持足夠的強度、較低的溫度和良好的密封，最大工作應力195 MPa，最高溫度355 ℃，疲勞安全系數(shù)為1.7，在進一步提升柴油機性能時，該氣缸蓋的剛強度仍有足夠的裕度。

柴油機； 氣缸蓋； 結構設計； 有限元分析

氣缸蓋是組成柴油機燃燒室的關鍵零件之一，其內(nèi)部布置有進排氣道、冷卻水腔、氣門導管孔、噴油器安裝孔、螺栓孔等功能結構，形狀十分復雜。氣缸蓋在燃氣作用力、螺栓預緊力和高溫傳熱綜合作用下，承受著很大的熱負荷和機械負荷，溫度場、疲勞強度、密封性能等是氣缸蓋設計的重點[1-3]。

目前針對氣缸蓋的研究方法主要有仿真和試驗兩類，與試驗方法相比，仿真方法具有縮短研究周期、降低研究費用、可獲得一些試驗無法測量的數(shù)據(jù)等優(yōu)點，已成為氣缸蓋現(xiàn)代設計方法的發(fā)展方向，越來越受到人們的重視[4]。鄧幫林與郭立新等[5-6]基于流固耦合的方法對氣缸蓋的溫度場進行了仿真研究；姚秀功等[7]采用有限元方法對柴油機氣缸蓋熱負荷進行了仿真分析，確定了氣缸蓋溫度最高區(qū)域，分析了影響熱負荷的主要因素；徐巖、陶建忠等[8-10]分別考慮了非線性因素、溫度場影響和疲勞問題，采用有限元方法對氣缸蓋進行了剛強度分析與評估；廖日東等[11]采用有限元方法研究了螺栓預緊力、螺栓位置、氣缸蓋材料等因素對氣缸蓋/氣缸套之間的密封性能的影響，計算出了保證密封的最小預緊力?？梢?，國內(nèi)外通過有限元仿真方法研究氣缸蓋結構強度、剛度、結構改進的研究工作可行且十分活躍。

某高速柴油機是從國外引進的先進高速大功率柴油機，具有較高的強化程度。為了吸收國外的先進設計理念和設計經(jīng)驗，了解該機型的設計潛力,進而實現(xiàn)該機型的改進和變型設計，本研究采用有限元仿真方法從結構設計、溫度場、疲勞強度、密封性能等方面對該氣缸蓋進行了研究。

1 模型的建立及驗證

1.1 模型的建立

該柴油機氣缸V型布置，標定轉速2 100 r/min，缸徑165 mm，缸心距228 mm，平均有效壓力2.0 MPa，強化系數(shù)26 MPa·m/s。氣缸蓋為單體式(見圖1)，長228 mm、高143.05 mm、寬296 mm，每缸4氣門，進氣門直徑49 mm，排氣門直徑46.5 mm。進、排氣道分別布置在氣缸蓋兩側，均采用漸擴結構，進氣道采用螺旋式渦流進氣道，使進氣產(chǎn)生一定程度的旋轉以促進油氣混合，改善燃燒。

在Pro/E中建立氣缸蓋、機體、氣缸墊、氣門座圈、螺栓、氣缸套等零件的三維實體模型，將模型導入有限元前處理軟件ANSA中進行結構離散、單元材料屬性設置、零件裝配、位移及接觸等約束邊界條件設置、載荷施加，得到氣缸蓋組合結構有限元分析模型(見圖2)。將該組合結構有限元模型導入ANSYS軟件中進行仿真計算。

該柴油機用于發(fā)電機組，主要在標定工況工作。本研究計算在標定工況一個工作循環(huán)中預緊時刻和(最大)爆發(fā)時刻的熱機耦合應力，這兩個時刻表征了熱機耦合作用下氣缸蓋承受交變載荷的極小值和極大值。

為了控制計算規(guī)模并提高計算精度，對氣缸蓋應力集中和接觸等區(qū)域進行了網(wǎng)格細化。采用不同單元的網(wǎng)格模型進行試算，確定排氣道鼻梁區(qū)、氣門座孔處及氣門座圈網(wǎng)格為2 mm，其他區(qū)域和其他零件網(wǎng)格為5 mm。各裝配零件均采用四節(jié)點四面體單元，節(jié)點總數(shù)為625 134個。

1.2 材料特性

氣缸蓋、氣缸套材料為合金鑄鐵，氣門座圈材料為W6Mo5Cr4V2，機體材料為QT500，氣缸墊、螺栓材料為42CrMo。計算中氣缸蓋材料的彈性模量與泊松比隨溫度的變化而變化，其他零件材料的特性不隨溫度變化。主要材料的特性參數(shù)見表1。

表1 材料特性

1.3 邊界條件

1.3.1 位移及接觸邊界條件

氣缸蓋與氣門座圈、氣缸墊、氣缸蓋螺栓、氣缸套、機體等零件之間根據(jù)實際工作時的配合情況建立了相應的接觸關系，氣缸蓋完全通過這些接觸關系進行約束。在機體底面與機體剖面的交線上施加全約束。

1.3.2 傳熱邊界條件

采用傳熱理論第三類邊界條件對氣缸蓋分區(qū)設置了介質溫度T和傳熱系數(shù)α[5-6]。

1) 火力面

火力面上燃氣平均傳熱系數(shù)αgm和平均溫度Tgm(即燃氣介質溫度)的計算公式如下：

（1）

（2）

2) 冷卻水腔

冷卻水腔壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)由式(3)估算。

（3）

式中：vm是冷卻液的平均流速，該機冷卻液流量實測值為92 m3/h，根據(jù)水腔三維實體模型的體積及整機流量，估算出冷卻水的平均流速為2.5 m/s。

3) 氣道壁面

進、排氣道壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分別由下式計算：

（4）

（5）

4) 自由表面

氣缸蓋自由表面與空氣進行自然對流傳熱，傳熱系數(shù)一般為11～290 W/(m2·K)，本次計算取11 W/(m2·K)。

經(jīng)過計算，氣缸蓋各區(qū)域的傳熱系數(shù)見表2。水腔的介質溫度為實測的冷卻液的平均溫度，進、排氣道壁的介質溫度為實測的進、排氣溫度，自由表面介質溫度取室溫。

表2 氣缸蓋各區(qū)域傳熱系數(shù)

1.3.3 熱機耦合載荷邊界條件

在熱機耦合應力計算時，氣缸蓋溫度場可視為穩(wěn)定不變。將溫度場作為應力計算的邊界條件與機械載荷同時施加，進行耦合應力求解。

預緊時刻，機械載荷包括氣缸蓋螺栓的預緊力以及氣門座圈對缸蓋的裝配過盈力。主螺栓預緊力為134 kN，副螺栓預緊力為102 kN。氣門座圈的裝配過盈力通過在氣門座圈與座孔之間0.087 mm裝配過盈量來實現(xiàn)。

爆發(fā)時刻，氣缸蓋不但承受預緊時刻的機械載荷，還承受燃氣的爆發(fā)壓力，最大燃燒壓力為14.6 MPa，按均布面力施加到火力面上。將作用在氣門上的燃氣壓力按照面積比換算到氣門座圈的承力斜面上，也按均布面力加載，進氣門座圈承力斜面的壓力為93.2 MPa，排氣門座圈承力斜面的壓力為81.3 MPa。

1.4 試驗驗證

在氣缸蓋頂部粘貼應變片，測量標定工況時的應力值。應變片位置見圖3。片1在兩排氣導管孔之間，片2在進、排氣導管孔之間。仿真結果與試驗結果的對比見表3，誤差在10%以內(nèi)，計算模型的精度滿足工程要求。

表3 應力結果

2 溫度場結果及相應結構措施

2.1 溫度場分析

火力面是考察氣缸蓋溫度的重點區(qū)域，氣缸蓋是否會產(chǎn)生熱裂，火力面溫度是決定性因素。里卡多(Ricardo)公司的研究結果表明，鑄鐵氣缸蓋的工作溫度不應超過375～400 ℃。

該氣缸蓋火力面的溫度場分布見圖4。由圖4可知，最高溫度為355 ℃，位于兩排氣座孔“鼻梁區(qū)”，噴油器座孔處溫度也較高，達342 ℃?？梢?，該氣缸蓋溫度在合理范圍，不會產(chǎn)生熱裂破壞。

2.2 冷卻設計

進排氣門座之間的“鼻梁區(qū)”是氣缸蓋火力面溫度最高的區(qū)域，是氣缸蓋冷卻設計的關注重點。為了促進該區(qū)域的散熱，降低溫度，該機主要采取兩種措施：1)減小鼻梁區(qū)處的底板壁厚(圖5為氣缸蓋底板結構示意)，底板厚度為15.5 mm(保證火力面有足夠剛度)，在鼻梁區(qū)火力面加工有圓弧形的凹坑，最薄處僅為8.58 mm；2)強制冷卻，在同名氣門座孔之間鑄造出冷卻水腔，又在異名氣門座孔之間鉆孔(孔徑16 mm)噴水強制冷卻，在氣門之間的鼻梁區(qū)形成十字水腔(見圖6)。

另外，在每個氣缸蓋周圍對稱布置8個進水孔(見圖4)，采用濕式噴油器消除了氣門和噴油器間三角區(qū)域的金屬堆積。這些措施均有利于氣缸蓋在較高的強化程度下仍保持較好的冷卻效果和合理的溫度，避免熱裂紋的產(chǎn)生。

3 強度分析

3.1 靜強度

有限元應力分析結果表明，在熱機耦合作用下，氣缸蓋底板處的應力最大，是應重點關注的部位。表4列出底板上6個高應力位置(圖6中數(shù)字所在區(qū)域)的應力情況，位置1，2在底板上靠近排氣側進水孔處，位置3，5在進、排氣門座孔鼻梁區(qū)的強制冷卻水孔處，位置4，6在進、排氣門座孔鼻梁區(qū)的鑄造水腔處。表中，σT為熱應力，σf和σp分別為熱機耦合預緊時刻和爆發(fā)時刻的應力，σm和σa分別為工作循環(huán)中的平均應力和應力幅，σm=(σf+σp)/2，σa=(σf-σp)/2。

表4 氣缸蓋高應力區(qū)第1主應力

由表4可以看出，這些考察位置在單純溫度場作用下也是高應力區(qū)，而在單純機械負荷作用下應力值較低，可見對于氣缸蓋底板，熱負荷對應力水平起主導作用。

氣缸蓋材料的抗拉強度σb為320 MPa，第1主應力最大值為195 MPa(位置2)，靜強度安全系數(shù)為1.64，在經(jīng)驗安全系數(shù)1.5～2.5范圍內(nèi)，結構安全。

3.2 疲勞強度

氣缸蓋在燃氣壓力的周期性動載作用下極易產(chǎn)生疲勞現(xiàn)象[15]，需就其疲勞強度進行必要的分析。

承受拉壓恒幅不對稱循環(huán)載荷零件的疲勞安全系數(shù)為

（6）

式中：σ-1為對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限；Kσ為應力集中系數(shù)；φσ為不對稱循環(huán)系數(shù)；β為表面質量系數(shù)；εσ為尺寸系數(shù)。

對于氣缸蓋所用合金鑄鐵材料，σ-1=0.4，σb=128 MPa，Kσ取1，φσ取0.11，氣缸蓋高應力部位位于鑄造水腔內(nèi)，表面質量較差，β取0.5，由于氣缸蓋結構較大，εσ取較小值0.6。

由式(6)結合表2中的平均應力、應力幅計算可知，氣缸蓋上疲勞最危險部位位于底板上靠近排氣側的進水孔處(圖6中位置1)，疲勞安全系數(shù)為1.7，大于1.25的評價指標[12]，疲勞強度滿足工作需要。

4 密封性分析

氣缸蓋的密封性主要采用氣門座圈的變形及氣缸蓋與氣缸墊間的接觸比壓來評價。

4.1 氣門座圈的變形

氣門座圈通過過盈配合緊固在氣缸蓋的氣門座圈孔內(nèi)，通過有限元計算得到的位移主要由氣缸蓋沿氣缸中心線方向的位移和變形帶動氣門座圈發(fā)生剛體位移而產(chǎn)生。

為了研究氣門座圈本身的變形情況，在每個氣門座圈的密封面選了4個點進行位移考察(見圖7)，其中y方向與機體的氣缸排列方向平行。氣門座圈的位移值及失圓度值分別見表5、表6。對于同名氣門座圈，靠近柴油機前端的表示為“前”，靠近后端的表示為“后”，表中1、3點位移值為y方向位移，2、4點位移為x方向位移。

表5 進氣門座圈考察點位移及失圓度 μm

表6 排氣門座圈考察點位移及失圓度 μm

由表5、表6中不同工況時4個氣門座圈失圓度值可以看出：1)進氣門座圈失圓度較大，失圓度最大的是靠后的進氣門座圈，為36 μm，排氣門座圈最大失圓度為5 μm；2)同名氣門座圈在相同工況下的變形基本一致，兩進氣門失圓度值最大相差5 μm，兩排氣門失圓度值最大相差不超過2 μm。

4.2 氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓

預緊工況時氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓較爆發(fā)工況時要大。爆發(fā)工況氣缸蓋與氣缸墊的接觸比壓見圖8。由圖8可見，在爆發(fā)時氣缸蓋與氣缸墊之間仍保持較高的均勻的接觸比壓(超過了80 MPa)，滿足3倍最高燃燒壓力的要求[13]，能保證氣缸蓋與氣缸墊及缸套間的良好密封。

經(jīng)分析，良好的密封性是通過以下設計途徑實現(xiàn)的：1)該柴油機爆發(fā)工況時作用在氣缸蓋上燃氣作用力為295 kN，每個氣缸蓋上螺栓總預緊力為947 kN(每個主螺栓134 kN，每個副螺栓102 kN)，實際螺栓總預緊力為每缸承受最大燃氣壓力的3倍； 2)采用4個主螺栓和4個副螺栓來連接氣缸蓋和機體。為縮短缸心距(228 mm)，在兩個氣缸蓋間采用騎縫式共用螺栓，而采用較多的螺栓，在保證總預緊力不減小的情況下可以相應減小螺栓直徑，降低每個螺栓預緊力，減小螺栓間的距離，使氣缸墊的壓緊力更加均勻，減小了漏氣的可能性。

5 結論

a) 氣缸蓋的疲勞安全系數(shù)為1.7，強度有一定的裕度；

b) 通過采取在火力面上加工圓弧形凹坑、布置較多冷卻水進水孔、使用濕式噴油器、鼻梁區(qū)鉆孔強制冷卻等結構措施，降低火力面溫度；

c) 氣缸蓋剛度大，密封性好，工作時氣門座圈最大失圓度為36 μm，氣缸蓋與氣缸墊保持超過80 MPa的接觸比壓；

d) 有進一步提升柴油機性能的空間，降溫、密封措施可為國產(chǎn)柴油機設計提供借鑒。

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[編輯： 袁曉燕]

Evaluation of Cylinder Head Structure for Advanced High Speed Diesel Engine

WANG Jun1, GUO Zhen2, XU Hong1, SU Tiexiong1, ZHANG Yi1

(1. North University of China, Taiyuan 030051, China;2. China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China)

For an advanced high speed diesel engine, the temperature field and the fatigue strength and sealing performance under thermal-mechanical coupling for cylinder head were simulated and analyzed with the finite element method. The design concept and the feasibility of improving performance were discussed, which provided the reference for homemade improvement and design. The results show that the cylinder head still keeps enough strength, low temperature and good sealing when the strengthened degree of diesel engine is 26 MPa·m/s. The maximum working stress is 195 MPa, the maximum temperature is 355 ℃ and the fatigue safety factor is 1.7. It is found that the stiffness and strength of cylinder head still have enough margin when the performance of diesel engine is further improved.

diesel engine; cylinder head; structure design; finite element analysis

2014-11-27；

2015-05-22

山西省國際科技合作計劃項目(2011081044)

王軍(1979—)，男，博士，主要研究方向為內(nèi)燃機現(xiàn)代設計；wjsczq@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.05.002

TK423.2

B

1001-2222(2015)05-0008-05