高強(qiáng)化柴油機(jī)鑄鐵缸蓋承載特性研究

景國(guó)璽， 張樹勇， 付文清， 許春光， 文洋， 李鵬， 衛(wèi)軍朝

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津), 天津 300400； 2. 中國(guó)兵器科學(xué)研究院, 北京 100089)

高強(qiáng)化柴油機(jī)鑄鐵缸蓋承載特性研究

景國(guó)璽1， 張樹勇1， 付文清2， 許春光1， 文洋1， 李鵬1， 衛(wèi)軍朝1

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津), 天津 300400； 2. 中國(guó)兵器科學(xué)研究院, 北京 100089)

研究了某柴油機(jī)鑄鐵缸蓋結(jié)構(gòu)溫度和應(yīng)力隨時(shí)間的變化行為，明確熱-機(jī)械載荷作用下缸蓋的承載規(guī)律，為缸蓋壽命預(yù)測(cè)模型建立提供依據(jù)。首先建立了缸蓋有限元分析模型，利用實(shí)測(cè)溫度和應(yīng)力數(shù)據(jù)對(duì)模型進(jìn)行了標(biāo)定，進(jìn)而基于該模型計(jì)算了標(biāo)定工況及怠速與標(biāo)定工況交替變化條件下缸蓋溫度和應(yīng)力的變化規(guī)律。仿真結(jié)果表明：缸蓋最高溫度和最大熱應(yīng)力出現(xiàn)在鼻梁區(qū)域；在工作循環(huán)內(nèi)，缸蓋火力面溫度波動(dòng)幅值在30 ℃以內(nèi)，由此引起的波動(dòng)熱應(yīng)力相對(duì)定常熱應(yīng)力較小，但相對(duì)高頻氣體應(yīng)力較大，故在火力面高周疲勞校核過程中必須考慮其帶來的影響；在怠速和標(biāo)定轉(zhuǎn)速交替變化工況下，鼻梁區(qū)載荷變化最明顯，溫度與應(yīng)力呈現(xiàn)反相狀態(tài)，應(yīng)力幅值較高，該區(qū)域易發(fā)生低周疲勞損傷。

柴油機(jī)； 氣缸蓋； 仿真； 承載特性； 溫度； 應(yīng)力

缸蓋是發(fā)動(dòng)機(jī)中結(jié)構(gòu)最復(fù)雜、承受機(jī)械載荷和熱載荷最嚴(yán)重的部件之一，其承載特性是影響缸蓋疲勞強(qiáng)度可靠性的重要因素[1-3]。缸蓋不僅承受螺栓預(yù)緊力的強(qiáng)約束作用，而且承受交變氣體力和熱應(yīng)力的耦合作用，同時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)服役工況范圍廣且多變，缸蓋承載規(guī)律極其復(fù)雜。研究表明，穩(wěn)態(tài)工況下螺栓預(yù)緊力、高頻溫度載荷與氣體力作用易導(dǎo)致缸蓋發(fā)生高周疲勞失效，失效部位主要出現(xiàn)在水腔隔板、氣道壁等區(qū)域。Mario Metzger的研究表明，工況大幅波動(dòng)(如停車—起動(dòng)—停車工況)易產(chǎn)生低頻波動(dòng)熱應(yīng)力，往往導(dǎo)致火力面鼻梁區(qū)發(fā)生低周疲勞失效[3]。目前，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)功率密度的不斷提升，缸蓋承受的熱機(jī)械負(fù)荷增加，疲勞強(qiáng)度是當(dāng)前設(shè)計(jì)關(guān)注的焦點(diǎn)[4-5]，因此，本研究重點(diǎn)探討了缸蓋溫度和應(yīng)力隨時(shí)間和載荷的變化規(guī)律，為缸蓋疲勞壽命預(yù)測(cè)模型建立提供依據(jù)，為材料研制提供約束邊界。

1 研究思路

缸蓋必須同時(shí)滿足高周疲勞和低周疲勞的設(shè)計(jì)要求。高周疲勞強(qiáng)度按照無限壽命設(shè)計(jì)，低周疲勞壽命與發(fā)動(dòng)機(jī)服役工況、服役壽命及用途相關(guān)。目前，主要基于發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架耐久性試驗(yàn)來考核發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)件疲勞特性，圖1示出發(fā)動(dòng)機(jī)典型臺(tái)架耐久規(guī)范的簡(jiǎn)化或等效示意，試驗(yàn)工況主要由標(biāo)定轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)工況及怠速與標(biāo)定交變工況兩部分組成，分別考核結(jié)構(gòu)件高周疲勞(HCF)和低周疲勞(LCF)性能。

在圖1試驗(yàn)工況下，缸蓋主要承受以下作用力。1)預(yù)裝配應(yīng)力σf：主要由螺栓預(yù)緊力和氣門導(dǎo)管過盈引起；2)氣體應(yīng)力σg：主要由缸內(nèi)高頻波動(dòng)的氣體壓力引起；3)定常熱應(yīng)力σst：發(fā)動(dòng)機(jī)未工作前，結(jié)構(gòu)溫度較低且均勻，在高周疲勞考核穩(wěn)定工況(如標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況)下，結(jié)構(gòu)溫度升高，由于熱慣性效應(yīng)溫度基本保持不變，由此形成的熱應(yīng)力即為定常熱應(yīng)力，通常該應(yīng)力已考慮預(yù)裝配應(yīng)力σf；4)高頻波動(dòng)熱應(yīng)力σht：在穩(wěn)態(tài)工況一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，燃燒室氣體溫度、壓力和換熱邊界隨曲軸轉(zhuǎn)角高頻波動(dòng)，引起缸蓋火力面表面溫度瞬態(tài)波動(dòng)，并由此產(chǎn)生了高頻波動(dòng)的熱應(yīng)力；5)低頻波動(dòng)熱應(yīng)力σlt：在低周熱機(jī)疲勞考核工況下，缸蓋溫度隨著工況變化而發(fā)生大幅度波動(dòng)，缸蓋處于急劇加熱和冷卻狀態(tài)，由此產(chǎn)生了較大的低頻熱應(yīng)力。

本研究主要開展以下工作：1)研究標(biāo)定轉(zhuǎn)速點(diǎn)穩(wěn)態(tài)工況下預(yù)裝配應(yīng)力σf、氣體應(yīng)力σg、定常熱應(yīng)力σst和高頻波動(dòng)熱應(yīng)力σht的分布特性和對(duì)缸蓋綜合應(yīng)力的影響規(guī)律；2)研究變工況條件下低頻波動(dòng)熱應(yīng)力σlt、溫度隨時(shí)間的變化關(guān)系；3)基于溫度和應(yīng)力分析結(jié)果，并結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架耐久規(guī)范進(jìn)一步構(gòu)建缸蓋疲勞壽命預(yù)測(cè)模型。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架疲勞耐久試驗(yàn)考核工況示意

主要研究思路見圖2。首先建立缸蓋有限元分析模型，利用實(shí)測(cè)溫度和應(yīng)力數(shù)據(jù)對(duì)模型進(jìn)行標(biāo)定，然后基于該模型計(jì)算標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況穩(wěn)態(tài)條件下缸蓋溫度、應(yīng)力應(yīng)變行為，在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步研究怠速工況與標(biāo)定工況交替變化條件下缸蓋載荷的變化特性。有限元網(wǎng)格模型見圖3，有限元模型包括缸蓋、進(jìn)排氣門、氣門導(dǎo)管、缸蓋螺栓、氣缸墊和氣缸體等部件，其中對(duì)缸蓋火力面等關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化，模型共包含792 653個(gè)節(jié)點(diǎn)，432 675個(gè)單元。

圖2 總體研究思路

圖3 有限元網(wǎng)格模型

2 缸蓋溫度變化特性研究

2.1 換熱邊界條件確定

2.1.1 火力面熱邊界條件

氣缸蓋火力面與高溫燃?xì)庵苯咏佑|，換熱過程以穩(wěn)態(tài)對(duì)流換熱為主。本研究基于AVLBOOST軟件采用Woshini模型計(jì)算得到了一個(gè)工作循環(huán)中的瞬時(shí)傳熱系數(shù)和燃?xì)饨橘|(zhì)溫度曲線，并基于式(2)得到了時(shí)間均化的當(dāng)量傳熱系數(shù)和燃?xì)鉁囟?，分別為1 703W/(m2·K)和840 ℃。

,

(1)

(2)

式中：hgm和Tgm分別為時(shí)間均化的當(dāng)量傳熱系數(shù)和燃?xì)鉁囟取?/p>

結(jié)合4氣門燃燒室空間結(jié)構(gòu)，將火力面劃分為ININ，EXEX和EXIN3個(gè)區(qū)域，分別定義換熱邊界。各區(qū)傳熱系數(shù)沿著半徑方向的分布規(guī)律見圖4，圖中橫坐標(biāo)為實(shí)際位置相對(duì)缸徑的比值，縱坐標(biāo)為局部傳熱系數(shù)與當(dāng)量平均傳熱系數(shù)的比值。其中，ININ區(qū)域傳熱系數(shù)最小，EXEX區(qū)域傳熱系數(shù)最大，火力面熱邊界條件滿足式(3)要求。最后通過軟件編程實(shí)現(xiàn)了對(duì)火力面網(wǎng)格熱邊界條件的映射。

圖4 火力面熱邊界條件分布規(guī)律

(3)

式中：r為氣缸半徑；b(r)為半徑r處的當(dāng)量傳熱系數(shù)。

2.1.2 冷卻水腔表面熱邊界

由于該發(fā)動(dòng)機(jī)采用并聯(lián)冷卻水腔設(shè)計(jì)，各氣缸和單體式氣缸蓋采用單獨(dú)的進(jìn)出水口，因此僅對(duì)單缸冷卻水腔進(jìn)行分析。采用K-e模型對(duì)冷卻水進(jìn)行三維流動(dòng)數(shù)值模擬，入口邊界采用實(shí)測(cè)質(zhì)量流量(0.831 3kg/s)，出口壓力為100kPa，壁面采用固定壁面邊界。通過計(jì)算獲得了缸體和缸蓋冷卻水腔表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，并對(duì)有限元網(wǎng)格進(jìn)行了換熱邊界映射，其中缸蓋冷卻水腔映射前后傳熱系數(shù)見圖5。

圖5 水腔表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

2.1.3 其他區(qū)域熱邊界條件

進(jìn)氣門與氣門座圈之間、排氣門與氣門座圈之間及氣門桿與氣門導(dǎo)管之間建立了接觸模型，接觸面間隙傳熱系數(shù)分別選取為10 000W/(m2·K)，5 500W/(m2·K)和400W/(m2·K)[4]。其他區(qū)域換熱邊界采用經(jīng)驗(yàn)值。

2.2 溫度場(chǎng)試驗(yàn)與模擬分析

采用熱電偶方法進(jìn)行了缸蓋溫度場(chǎng)測(cè)試，熱電偶通過火力面鉆孔引出，測(cè)點(diǎn)布置見圖6。由于火力面輔助引線鉆孔直徑較大，阻礙火力面熱量向水側(cè)傳遞，對(duì)測(cè)溫結(jié)果有很大影響，因此，先基于試驗(yàn)測(cè)試用缸蓋結(jié)構(gòu)按照試驗(yàn)條件邊界進(jìn)行溫度場(chǎng)分析并與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比，確定火力面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分布規(guī)律，進(jìn)而用于實(shí)際缸蓋溫度場(chǎng)預(yù)測(cè)。發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)工況條件下缸蓋溫度場(chǎng)測(cè)試和預(yù)測(cè)結(jié)果對(duì)比見圖7，由圖可知，實(shí)測(cè)最高溫度點(diǎn)位于兩個(gè)排氣門鼻梁區(qū)，基于試驗(yàn)用缸蓋的多數(shù)測(cè)點(diǎn)實(shí)測(cè)值和計(jì)算值偏差在10 ℃以內(nèi)，在相同熱邊界條件下實(shí)際缸蓋溫度偏低，峰值點(diǎn)溫度降低約40 ℃。

圖6 熱電偶測(cè)點(diǎn)布置

圖7 溫度場(chǎng)模擬結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

在不考慮缸內(nèi)燃?xì)鉁囟群蛡鳠嵯禂?shù)隨時(shí)間變化對(duì)缸蓋整體溫度場(chǎng)影響的情況下，標(biāo)定工況點(diǎn)缸蓋溫度場(chǎng)模擬結(jié)果見圖8，高于300 ℃的區(qū)域主要位于與燃?xì)饨佑|的缸蓋底板區(qū)域，最高溫度為490 ℃，出現(xiàn)在兩排氣門鼻梁區(qū)域靠近氣門座孔邊緣處，缸蓋熱負(fù)荷極高。

圖8 缸蓋溫度場(chǎng)分布

2.3 工作循環(huán)內(nèi)溫度波動(dòng)分析

溫度循環(huán)變化的燃?xì)饧捌渑c缸蓋的傳熱作用引起缸蓋火力面溫度的波動(dòng)，研究表明[5]該溫度波動(dòng)向缸蓋內(nèi)部傳播,到達(dá)1～2mm時(shí)波動(dòng)幅度趨于零, 形成瞬變溫度層。三維瞬態(tài)溫度場(chǎng)可由下列微分方程式表達(dá)：

(4)

初始條件

(5)

邊界條件

(6)

式中：T為溫度；τ為時(shí)間；k為導(dǎo)熱系數(shù)；ρ為密度；c為比熱容；TW為壁面溫度；Tf為燃?xì)猱?dāng)量溫度；a為對(duì)流傳熱系數(shù)。

矩陣常微分方程可描述為

(7)

本研究將前面穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果作為瞬態(tài)熱分析的近似初始條件,進(jìn)而按照瞬態(tài)邊界計(jì)算了缸蓋在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的溫度波動(dòng)。計(jì)算得到的缸蓋溫度波動(dòng)幅度見圖9，溫度波動(dòng)出現(xiàn)在靠近火力面約2mm的薄層內(nèi)，標(biāo)定工況下溫度最大波動(dòng)幅度為26 ℃。計(jì)算得到的兩個(gè)排氣門之間特征區(qū)域溫度隨深度的變化關(guān)系見圖10，由圖可知，隨著深度增加，溫度波動(dòng)幅度逐漸減小，達(dá)到1mm后基本無波動(dòng)。

圖9 缸蓋溫度場(chǎng)波動(dòng)幅

圖10 火力面考察點(diǎn)溫度與深度的變化情況

3 穩(wěn)態(tài)工況下載荷特性分析

3.1 熱-機(jī)械耦合應(yīng)力分析

為研究熱-機(jī)械載荷對(duì)缸蓋應(yīng)力的影響，利用有限元軟件計(jì)算了以下幾種工況：1)預(yù)裝配載荷(F)，主要考慮氣門導(dǎo)管過盈裝配，加載缸蓋螺栓預(yù)緊力(130kN)和噴油器壓塊處螺栓預(yù)緊力(6 250N)；2)預(yù)裝配載荷+熱載荷(F+T)；3)預(yù)裝配載荷+最高燃燒壓力載荷(F+P)；4)預(yù)裝配載荷+熱載荷+最高燃燒壓力載荷(F+T+P)。

為驗(yàn)證仿真分析模型，在預(yù)裝配載荷條件下對(duì)缸蓋頂部和靠近螺栓側(cè)壁等區(qū)域進(jìn)行了應(yīng)力測(cè)試。與仿真值對(duì)比見圖11，由圖可見，多數(shù)測(cè)點(diǎn)應(yīng)力偏差較小，有限元仿真模型合理可信。

圖11 預(yù)裝配載荷下應(yīng)力仿真與實(shí)測(cè)對(duì)比

通過有限元應(yīng)力計(jì)算得到了預(yù)裝配載荷、熱載荷和氣體力載荷單獨(dú)作用及耦合作用下缸蓋應(yīng)力場(chǎng)，結(jié)合溫度、應(yīng)力及疲勞計(jì)算結(jié)果，從缸蓋頂板、水腔、進(jìn)排氣道壁、底板冷卻水鉆孔和底板分別選取若干個(gè)特征點(diǎn)或危險(xiǎn)點(diǎn)作為應(yīng)力考察點(diǎn)(見圖12)。圖13示出各考察點(diǎn)應(yīng)力對(duì)比情況，圖14示出預(yù)裝配載荷、熱載荷、氣體力載荷對(duì)3種耦合作用下Mises應(yīng)力的貢獻(xiàn)系數(shù)。由圖13和圖14可知，預(yù)裝配載荷F對(duì)頂板、水腔和進(jìn)排氣道區(qū)域多數(shù)考察點(diǎn)的應(yīng)力貢獻(xiàn)較大，并占主導(dǎo)地位；熱載荷T作用下，由于底板溫度較高，底板向燃燒室方向膨脹，對(duì)頂部考察點(diǎn)耦合應(yīng)力有釋放緩解作用，而對(duì)底板冷卻鉆孔產(chǎn)生了較高的拉應(yīng)力，對(duì)鼻梁區(qū)產(chǎn)生了較高的壓應(yīng)力，熱載荷對(duì)底板考察點(diǎn)耦合應(yīng)力占主導(dǎo)作用。

圖12 缸蓋應(yīng)力分析考察點(diǎn)

圖13 不同載荷下考察點(diǎn)應(yīng)力

圖14 不同載荷對(duì)耦合應(yīng)力的影響

對(duì)于缸蓋結(jié)構(gòu)高周疲勞來說，預(yù)裝配載荷和熱載荷主要影響平均應(yīng)力，而氣體力載荷主要影響應(yīng)力幅。圖15示出考慮材料彈塑性影響修正后各考察點(diǎn)的應(yīng)力疲勞極限圖，由圖可見，載荷呈明顯非對(duì)稱分布，其中底板冷卻水鉆孔處部分考察點(diǎn)負(fù)載較高。

圖15 各考察點(diǎn)應(yīng)力疲勞極限圖

3.2 溫度波動(dòng)對(duì)熱機(jī)耦合應(yīng)力的影響

在預(yù)裝配載荷和穩(wěn)態(tài)定常熱載荷的基礎(chǔ)上，考慮氣體力、高頻波動(dòng)熱載荷對(duì)缸蓋耦合應(yīng)力的影響，通過計(jì)算得到了其隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖16示出工作循環(huán)內(nèi)瞬態(tài)溫度波動(dòng)引起的高頻熱應(yīng)力的最大波動(dòng)幅值，由圖可知，應(yīng)力波動(dòng)區(qū)域與溫度瞬態(tài)變化直接相關(guān)，高頻波動(dòng)熱應(yīng)力僅存在于火力面薄層區(qū)域內(nèi)[6]。取兩個(gè)排氣門之間鼻梁區(qū)D3考察點(diǎn)為研究對(duì)象，沿徑向正應(yīng)力的變化情況見圖17。由圖可見，氣體力作用導(dǎo)致壓應(yīng)力幅值進(jìn)一步增加，高頻波動(dòng)熱應(yīng)力相位與氣體力應(yīng)力明顯不同且數(shù)值較大，綜合應(yīng)力波動(dòng)幅為19.4MPa，是只考慮氣體力作用情況下應(yīng)力的1.9倍，可見，高頻波動(dòng)熱應(yīng)力對(duì)火力面區(qū)域結(jié)構(gòu)表面高周疲勞影響較大。

圖16 熱應(yīng)力波動(dòng)幅

圖17 考察點(diǎn)D3應(yīng)力波動(dòng)曲線

4 變工況載荷特性分析

按照發(fā)動(dòng)機(jī)熱沖擊規(guī)范，發(fā)動(dòng)機(jī)在圖1所示怠速和標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況交替運(yùn)行，各工況運(yùn)行時(shí)間為3min，缸蓋溫度和應(yīng)力發(fā)生大幅度變化。在前文穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步考慮材料溫度非線性特性，計(jì)算了變工況下缸蓋溫度和應(yīng)力隨時(shí)間的變化歷程(見圖18)。由圖18可知，在加熱過程中缸蓋底板特征點(diǎn)溫度急速增加，至60s后趨于穩(wěn)定，在加熱過程前60s內(nèi)平均加熱速率約為7.1 ℃/s，在冷卻過程前60s內(nèi)平均冷卻速率約為6.6 ℃/s；鼻梁區(qū)觀察點(diǎn)D2處應(yīng)力與溫度變化基本呈現(xiàn)反相狀態(tài)，即最高溫度對(duì)應(yīng)最大壓應(yīng)力，而遠(yuǎn)離火力面的其他考察點(diǎn)溫度較低，應(yīng)力也較小。由此可見，除火力面鼻梁之外的其他區(qū)域溫度水平很低，最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料屈服強(qiáng)度，而火力面鼻梁區(qū)結(jié)構(gòu)負(fù)載最高，為低周疲勞重點(diǎn)關(guān)注部位。

圖18 變工況下溫度和應(yīng)力隨時(shí)間的變化曲線

5 疲勞損傷與壽命預(yù)測(cè)模型建立

在圖1所示試驗(yàn)工況下，缸蓋部件產(chǎn)生的總損傷可以表示為

(8)

式中：DTotal為材料發(fā)生的總損傷；DHCF為高周疲勞試驗(yàn)考核階段產(chǎn)生的總損傷；DLCF為低周疲勞試驗(yàn)考核階段所產(chǎn)生的總損傷。

基于前文分析可知，式(8)中高周疲勞試驗(yàn)考核階段產(chǎn)生的總損傷DHCF主要由高頻波動(dòng)的氣體力和溫度載荷引起，可以描述為

(9)

式中：DF,HCF為高周高溫機(jī)械疲勞損傷；DC,HCF為蠕變損傷；kt為工作循環(huán)內(nèi)溫度高頻波動(dòng)熱應(yīng)力影響系數(shù)，與缸蓋空間位置有關(guān)，遠(yuǎn)離火力面溫度瞬態(tài)波動(dòng)層區(qū)域該系數(shù)為1，火力面區(qū)域可通過計(jì)算確定。

在低周疲勞試驗(yàn)考核階段，缸蓋主要承受高低周疲勞載荷復(fù)合作用，材料產(chǎn)生的總損傷可以認(rèn)為是由于溫度大幅波動(dòng)而產(chǎn)生的低周熱機(jī)疲勞(TMF)損傷、高頻氣體力及熱載荷波動(dòng)引起高周疲勞損傷的疊加。其中，根據(jù)Sehitoglu理論[7]，考慮疲勞與蠕變、疲勞與氧化之間的交互作用，熱機(jī)疲勞損傷DTMF主要包括疲勞損傷DF,TMF、氧化損傷DO,TMF和蠕變損傷DC,TMF三部分。因此，該階段產(chǎn)生的總損傷和低周熱機(jī)疲勞損傷可分別描述如下：

(10)

DTMF=DF,TMF+DO,TMF+DC,TMF。

(11)

由式(8)至式(11)可得，試驗(yàn)工況下缸蓋部件產(chǎn)生總損傷為

(12)

依照線性損傷法則，在該服役工況下缸蓋構(gòu)件的疲勞壽命方程[7]描述如下：

(13)

6 結(jié)論

a) 在穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速工況下，在缸蓋火力面約1mm的薄層內(nèi)溫度存在明顯的瞬態(tài)波動(dòng)，而其他區(qū)域溫度基本不變；工作循環(huán)內(nèi)瞬態(tài)溫度波動(dòng)引起的高頻熱應(yīng)力與溫度瞬態(tài)變化直接相關(guān)，高頻波動(dòng)熱應(yīng)力僅存在于火力面薄層區(qū)，氣體力作用導(dǎo)致該區(qū)域壓應(yīng)力進(jìn)一步增加，故高周疲勞強(qiáng)度評(píng)估時(shí)必須考慮高頻熱應(yīng)力的影響；

b) 在怠速和標(biāo)定轉(zhuǎn)速交替變工況運(yùn)行下，缸蓋底板區(qū)域溫度發(fā)生大幅度變化，在加熱過程中缸蓋底板特征點(diǎn)溫度急速增加至60s后趨于穩(wěn)定，在加熱過程前60s內(nèi)平均加熱速率約為7.1 ℃/s，在冷卻過程前60s內(nèi)平均冷卻速率約為6.6 ℃/s；鼻梁區(qū)應(yīng)力與溫度變化基本呈現(xiàn)反相狀態(tài)，而遠(yuǎn)離火力面的其他考察點(diǎn)溫度和應(yīng)力水平較低，鼻梁區(qū)為低周疲勞重點(diǎn)關(guān)注部位；

c) 基于對(duì)缸蓋溫度和應(yīng)力變化特征的研究，提出了基于臺(tái)架服役工況的缸蓋疲勞損傷壽命預(yù)測(cè)模型，為后續(xù)壽命預(yù)測(cè)工作奠定了基礎(chǔ)。

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[編輯: 李建新]

Loading Characteristics of Cast Iron Cylinder Head for High-strengthened Diesel Engine

JING Guoxi1, ZHANG Shuyong1, FU Wenqing2， XU Chunguang1, WEN Yang1, LI Peng1, WEI Junchao1

(1. China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China;2. Ordnance Science and Research Academy of China， Beijing 100089, China)

The changing behavior of temperature and stress for a cast iron cylinder head was investigated. Then the loading characteristics under thermal and mechanical loads were determined, which can provide the reference for building the life prediction model of cylinder head. The head finite element model was first built and calibrated with temperature and stress data and was further used for predicting the temperature and stress varying characteristics under steady working condition and altering condition between idle and rated speed. The simulation results show that the maximum temperature and thermal stress locate near the exhaust valve bridge region on the firing deck. The amplitude of temperature fluctuation in the firing deck region is less than 30℃, but it will still lead to thermal stress. The produced thermal stress is negligible compared with the steady thermal stress, but important to have to be considered in high cycle fatigue evaluation compared with high frequency gas stress. The load varies obviously in firing deck region under the altering condition between idle and rated speed. The temperature and stress are in out of phase, the stress amplitude is very high, and therefore the firing deck region generates the low cycle fatigue easily.

diesel engine； cylinder head; simulation； loading characteristic; temperature; stress

2016-01-26;

2016-11-02

景國(guó)璽(1984—)，男，副研究員，博士，研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法、疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)等;okjgx@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.01.008

TK413.2

B

1001-2222(2017)01-0042-07