柴油機鋁合金氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷分析

張 醒，盧耀輝，鄭何妍，張德文

(西南交通大學 機械工程學院，成都 610031)

柴油機鋁合金氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷分析

張 醒，盧耀輝，鄭何妍，張德文

(西南交通大學 機械工程學院，成都 610031)

針對某型高功率密度柴油機鋁合金氣缸蓋，建立有限元模型，采用Abaqus計算結構溫度場及應力場。以熱機耦合應力場結果為基礎，并考慮溫度對材料性能的影響，計算氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷。由分析結果可知：在熱機耦合加載條件下，氣缸蓋應力值最大為179 MPa，位于氣缸蓋鼻梁區(qū)，考慮溫度對鋁合金材料強度的弱化影響，該值滿足材料靜強度要求。疲勞壽命分析結果表明：氣缸蓋危險區(qū)域的最大損傷值(對數(shù)值)為-4.54；氣缸蓋鼻梁區(qū)產(chǎn)生裂紋的主要原因是該處熱機耦合疲勞載荷引起的應力集中。

氣缸蓋；溫度場；熱機耦合；疲勞損傷

隨著柴油機向高功率密度的方向發(fā)展，其結構在工作時承受的熱負荷也不斷增加，對柴油機結構的強度設計提出了更高要求[1]。另一方面，為提高柴油機的功率密度，部分零件(氣缸蓋、活塞裙部等)設計時采用鋁合金材料制造[2]。鋁合金材料性能隨著溫度升高而弱化，氣缸蓋工作時處于高溫高壓的環(huán)境中，結構很容易產(chǎn)生裂紋、燒熔等問題，將直接影響到柴油機的運行可靠性和壽命[3]。

氣缸蓋結構復雜，存在許多的孔洞和鑄造表面，與活塞、氣缸套共同組成燃燒室，工作時承受缸內(nèi)高溫、高壓燃氣作用以及較大的螺栓預緊力，是柴油機中工作環(huán)境最惡劣的零件之一，結構很容易產(chǎn)生嚴重的應力集中。目前，許多學者對內(nèi)燃機結構熱機耦合強度設計開展了廣泛研究，劉勤、姬廣振等[4]根據(jù)氣缸蓋主要失效模式(鼻梁區(qū)裂紋)，借助有限元方法建立氣缸蓋結構可靠性模型，并計算了材料載荷隨機性對于可靠性的靈敏度。LU Xiqun，LI Quan等[5]采用仿真結合試驗的方法對比了兩種活塞的溫度場，得出優(yōu)化后的活塞較原活塞降低了最高溫度，提升了最低溫度。劉震濤等[6]采用流固耦合及熱機耦合方法分析氣缸蓋溫度場和應力場，之后對氣缸壁水套設計進行了改進，降低了火力面的最高溫度及最大應力值。

本文建立了機體氣缸蓋有限元模型，考慮溫度升高對于材料性能的弱化影響，通過有限元分析計算了氣缸蓋溫度場和熱機耦合工況下的應力場，之后確定缸內(nèi)氣體的交變壓力為疲勞載荷譜，考慮不同溫度下鋁合金的S-N曲線，基于Miner損傷線性疊加理論計算得到了氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷值。

1 氣缸蓋溫度場模擬

氣缸蓋工作時承受高溫、高壓載荷以及較大的螺栓預緊力，本文通過熱-機耦合分析研究上述載荷對氣缸蓋結構的影響。首先，需要給出熱傳導分析的第三類邊界條件，計算氣缸蓋溫度場[7]。大量失效案例分析表明：氣缸蓋與燃燒室接觸的底面位置的溫度場分布情況是判斷氣缸蓋火力面以及三角鼻梁區(qū)是否發(fā)生裂損的主要依據(jù)，是氣缸蓋承受熱負荷大小的一個重要參數(shù)。因此，在建立有限元模型時，應對該處網(wǎng)格進行細化。

1.1 計算模型

本文采用4節(jié)點四面體單元建立氣缸蓋有限元模型，多次加載試算，對溫度場結果較高區(qū)域(氣缸蓋底面火力面、進排氣門座圈以及氣缸套接觸部位)的網(wǎng)格進行細化。最終得到的有限元模型包含675 066個單元、152 330個節(jié)點。氣缸蓋及機體三維模型和有限元模型分別如圖1和圖2所示。在氣缸蓋溫度場計算中，機體與氣缸蓋鋁合金材料熱性能參數(shù)(材料導熱系數(shù))曲線如圖3所示。

圖1 氣缸蓋及機體三維模型

圖2 氣缸蓋有限元模型

圖3 鋁合金材料不同溫度下材料性能

1.2 熱邊界條件

氣缸蓋工作環(huán)境復雜，許多因素會對換熱邊界條件產(chǎn)生影響，目前沒有精確計算氣缸蓋的換熱邊界條件的理論公式，現(xiàn)有分析大多采用結合實驗得到的經(jīng)驗公式計算。本研究采用經(jīng)驗公式計算氣缸蓋換熱表面的初始換熱系數(shù)和環(huán)境溫度，再對照實驗結果反復修正熱邊界條件，最終確定換熱系數(shù)和環(huán)境溫度，并驗證有限元模型的正確性[8]。

為提高分析精度和方便修正邊界條件，本研究將氣缸蓋底面火力面劃分成多個1/4同心圓環(huán)(如圖4所示)，以實現(xiàn)施加受徑向尺寸影響的火力面換熱系數(shù)。排氣門間鼻梁區(qū)附近由于排氣溫度較高，對流換熱系數(shù)小且環(huán)境溫度高；進氣門間鼻梁區(qū)由于新鮮充量溫度較低，對流換熱系數(shù)大且環(huán)境溫度低[9]。設置完初始換熱系數(shù)及環(huán)境溫度后，對比測點仿真溫度與實測溫度結果，反復調(diào)整熱邊界條件直至獲得與實測相符的仿真溫度場結果。最終施加的氣缸蓋各分區(qū)換熱系數(shù)及環(huán)境溫度如表1所列。另外需要特別指出的是，模型兩側為截取的半缸模型，兩側端面屬于結構內(nèi)部截面，實際換熱時氣缸蓋該處與外界并未發(fā)生熱交換，并且沿對稱面兩側溫度對稱分布，內(nèi)部導熱量也較小。因此，本研究中將氣缸蓋模型兩側端面視作對稱絕熱邊界條件處理。

圖4火力面環(huán)狀分區(qū)示意圖及溫度測點分布圖

位置換熱系數(shù)/(W·(m2·℃)-1)環(huán)境溫度/℃自由表面2120進氣道內(nèi)壁21560排氣道內(nèi)壁293648上水腔232095下水腔266090其他表面110500火焰面1區(qū)800890火焰面2區(qū)510890火焰面3區(qū)475890火焰面4區(qū)506890火焰面5區(qū)662890火焰面6區(qū)486890火焰面7區(qū)405890火焰面8區(qū)540890

2.3 氣缸蓋溫度場計算結果

在換熱表面處施加上述最終確定的換熱系數(shù)及環(huán)境溫度值，并求解氣缸蓋表面穩(wěn)態(tài)溫度場。對比氣缸蓋穩(wěn)態(tài)溫度場對應各測點實測結果與仿真結果，兩者相差不超過2℃。穩(wěn)態(tài)溫度場計算結果如圖5所示。由此溫度場可知：氣缸蓋與燃燒室接觸的火力面溫度普遍高于其他區(qū)域。同時，由于排氣道高溫廢氣的加熱作用，導致排氣道處分布的溫度值也較高。最高溫度出現(xiàn)在火力面排氣道側，為218℃。氣缸蓋測點溫度的實測結果與仿真值對比見表2。

圖5 氣缸蓋溫度場分布

測溫點實測結果/℃仿真值/℃1152149.782215215.333173171.544162161.025133131.26

根據(jù)穩(wěn)態(tài)溫度場分布云圖可知：氣缸蓋火力面和排氣道內(nèi)壁的熱負荷較大。氣缸蓋整體最高溫度為218℃，考慮高溫對材料力學性能下降的影響，鋁合金氣缸蓋的最高工作溫度不應超過300℃(此時鋁合金材料許用應力降至常溫下該值的一半)，因此該氣缸蓋結構滿足材料最高溫度要求。但是溫度場分布極不均勻(排氣門側較低，進氣門側較高)，根據(jù)熱應力的產(chǎn)生原理，較大的溫度梯度必然導致較大的熱應力。

2 氣缸蓋熱機耦合應力分析

由本文第2節(jié)中對氣缸蓋穩(wěn)態(tài)溫度場的分析計算可知：氣缸蓋各區(qū)域的溫度分布很不均勻，其火力面溫度較高而冷卻水腔附近溫度較低，火力面處進氣道側與排氣道側的溫度差也較大。同時，火力面又受到燃燒室內(nèi)的高壓燃氣的直接作用，導致氣缸蓋整體的機械應力和熱應力水平較高，特別是在進排氣道之間的鼻梁區(qū)位置，由于溫度和溫度梯度均較高，在該處很容易發(fā)生應力集中，產(chǎn)生裂紋。

2.1 邊界條件

氣缸蓋熱機耦合應力分析除了施加機械負荷，還要將氣缸蓋穩(wěn)態(tài)溫度場分析結果作為熱負荷加載。將機械載荷與之前所得的溫度場結合，得到了熱機耦合邊界條件，由表3列出。

2.2 材料參數(shù)

材料參數(shù)隨溫度會發(fā)生變化，但在不影響精度且變化不明顯的前提下，可認為材料的各種特性是常數(shù)。本研究將不同材料的各類性能參數(shù)均考慮為常數(shù)。各部件材料參數(shù)如表4所列。

表3 熱機耦合邊界條件

表4 材料參數(shù)

2.3 熱機耦合靜強度計算結果

在進行強度計算時，由于有限元模型兩側(1/2氣缸)的機械邊界條件難以確定，因此將氣缸蓋兩側作為邊界條件處理，其應力不作為考察對象。只考察模型中間部分的應力，即一個氣缸對應的完整氣缸蓋結構的應力分布情況。

由計算結果(圖6、7)可知：氣缸蓋的最大應力位于進排氣道之間的鼻梁區(qū)，大小為179 MPa，此處的溫度值為173℃。對應圖3中材料強度性能曲線可知：此應力小于該溫度下的許用應力(210 MPa)。由此可以判斷，該氣缸蓋在熱機耦合條件下具有大于1的安全系數(shù)，結構滿足靜強度要求。

圖6 氣缸蓋頂面熱機耦合應力云圖

圖7 氣缸蓋底面熱機耦合應力云圖

3 氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷計算

疲勞損傷的相關計算理論有很多種，每一種都有不同的適用范圍。本文采用線性疊加理論計算熱機耦合疲勞損傷[10-11]，以下對線性疊加理論進行簡要介紹。

在計算疲勞時，當輸入的載荷為多個不同相的載荷時，假設每個獨立的載荷所產(chǎn)生的應力可進行疊加以得到一個總的應力值。該假設成立基于以下條件：

1) 其應力必須是同向的。由于主應力的方向一般都不相同，因此將主應力進行疊加是不可取的，本研究中采用應力分量疊加；

2) 應力是由線彈性條件計算得到的，彈塑性應力不能以這種方式進行疊加；

3) 獨立的時間載荷歷程中的每一個載荷都發(fā)生在相同的時刻，在任意時刻的前后，這些載荷歷程都是相互獨立的。

因此，在時間載荷歷程的每一個載荷點上，可以先將每個點的應力除以載荷的幅值得到單位載荷歷程下的應力，然后在每個時間點處將每個載荷歷程的單位應力乘以相應的幅值再求和即得到疊加應力。具體計算流程見圖8。

3.1 載荷譜的確定

本文穩(wěn)態(tài)溫度場僅產(chǎn)生熱負荷，影響應力和S-N曲線，在運行過程中，動態(tài)參數(shù)仍然為氣體的爆發(fā)壓力，故以氣體壓力的變化歷程為載荷譜。氣體壓力考慮最大壓力值為14 MPa(即為該型柴油機最大氣體爆發(fā)壓力)、最小壓力值為0 MPa的脈沖波動載荷，如圖9所示。

圖8 氣缸蓋疲勞損傷計算流程

圖9 氣缸蓋機械載荷載荷譜

3.2 材料參數(shù)的確定

材料的力學性能，S-N曲線是溫度的函數(shù)。鋁合金抗拉強度隨著溫度的升高而降低，S-N曲線隨著溫度的升高會向下移動。材料在一定溫度下，S-N曲線對應壽命為2×105次的應力幅值，與其在該溫度下的抗拉強度成正比。不同的溫度下，S-N曲線的轉折點不變。在S-N曲線的雙對數(shù)坐標中，不同溫度對應的S-N曲線的斜率b1和b2均相同，b1=-1/3，b2=-1/5，由此作出材料隨溫度變化的S-N曲線如圖10所示。

圖10 鋁合金材料不同溫度下的S-N曲線

3.3 氣缸蓋熱機耦合疲勞壽命計算結果

通過以上定義的載荷、材料以及計算得到的應力，本研究采用Nsoft基于線性疊加理論求解熱機耦合疲勞損傷。結果見圖11、12。

圖11 氣缸蓋底面熱機耦合疲勞損傷云圖

由圖11和圖12可知：在綜合考慮熱和機械負荷的作用下，氣缸蓋的三角鼻梁區(qū)為危險區(qū)域。此區(qū)域的熱機耦合應力很大、溫度很高、材料的性能最低，故此區(qū)域的疲勞損傷最大。其他區(qū)域的強度較高，應力不大，因此損傷不大。本次計算結果的最大損傷對數(shù)值為-4.54。

圖12 氣缸蓋截面熱機耦合疲勞損傷云圖

4 結論

本文采用數(shù)值模擬的方法對鋁合金氣缸蓋進行了熱機耦合應力的分析，并對其進行了疲勞損傷的計算。由此得到以下結論：

1) 氣缸蓋最高溫度點位于火力面的排氣門側(兩排氣道間的鼻梁區(qū))，熱機耦合最大應力點位于排氣道與進氣道之間的鼻梁區(qū)，整體結構滿足靜強度要求。考慮溫度對材料參數(shù)的影響，這些區(qū)域的疲勞損傷也最大，原因是氣門座圈處存在過盈力。

2) 由熱機耦合疲勞計算氣缸蓋的疲勞損傷可知：溫度變化對氣缸蓋的疲勞強度的影響較大，使得最大損傷值位置出現(xiàn)在熱應力相對集中的火焰面鼻梁區(qū)，最大損傷對數(shù)值為-4.54。

3) 分析熱機耦合疲勞損傷情況可得：內(nèi)燃機穩(wěn)定工作時溫度波動較小，熱應力對疲勞損傷的影響主要體現(xiàn)在由冷機狀態(tài)到熱機狀態(tài)的啟動過渡工況。因此，由熱機耦合疲勞損傷可知：該型發(fā)動機氣缸蓋可完成上萬次起停工作。

[1] 顏峰,黃映云,邢憲鋒.某型大功率柴油機活塞熱機耦合研究[J].小型內(nèi)燃機與車輛技術,2015,44(5):26-30.

YAN Feng,HUANG Yingyun,XING Xianfeng.A high power diesel engine piston thermal-mechanical coupling research[J].Small Internal Combustion Engine and Vehicle Technique,2015,44(5):26-30.

[2] 王虎.內(nèi)燃機零部件熱負荷研究的現(xiàn)狀討論與展望[J].內(nèi)燃機,2005(6):5-9.

WANG Hu.Current situation and Prospect of research on thermal load of internal combustion engine parts[J].Internal combustion Engines,2005(6):5-9.

[3] 李璜,陸文韜,趙華.壓力容器熱力耦合的有限元分析[J].重慶理工大學學報(自然科學),2016,30(9):43-48.

LI Huang,LU Wentao,ZHAO Hua.Finite element analysis of thermal mechanical coupling of pressure vessels[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science),2016,30(9):43-48.

[4] 劉勤,姬廣振,侯新榮.熱固耦合條件下氣缸蓋結構可靠性設計分析[J].車用發(fā)動機,2011,32(5):68-71.

LIU Qin,JI Guangzhen,HOU Xinrong.Thermosetting coupling conditions of cylinder head structure reliability design and analysis[J].Vehicle Engine,2011,32(5):68-71.

[5] LU X Q,LI Q,ZHANG W P,et al.Thermal analysis on piston of marine diesel engine[J].Applied Thermal Engineering,2013,50(1):168-176.

[6] 劉震濤,陳思南,黃瑞,等.高功率密度柴油機氣缸蓋熱負荷分析與優(yōu)化[J].浙江大學學報(工學版),2015,49(8):1544-1552.

LIU Zhentao,CHEN Sinan,HUANG Rui,et al.Thermal load analysis and optimization of high power density diesel engine cylinder head[J].Journal of Zhejiang University (Engineering Science),2015,49(8):1544-1552.

[7] 劉潔,潘亦蘇.鋁合金柴油機氣缸蓋熱-機耦合應力分析[J].拖拉機與農(nóng)用運輸車,2009,36(2):40-42.

LIU Jie,PAN Yisu.Analysis of thermal mechanical coupling stress of aluminum alloy diesel engine cylinder head[J].Tractor & Farm Transporter,2009,36(2):40-42.

[8] 韓東,胡磊,鄭衛(wèi)剛.基于ANSYS的柴油機活塞溫度和熱應力場仿真研究[J].起重運輸機械,2015(5):73-76.

HAN Dong,HU Lei,ZHENG Weigang.Simulation Research on temperature and thermal stress field of diesel engine piston based on ANSYS[J].Hoisting and Conveying Machinery,2015(5):73-76.

[9] 路明,張傲,李波.基于雙向流固耦合的機體缸蓋溫度場模擬分析與試驗研究[J].內(nèi)燃機與動力裝置,2014,31(4):30-32，47.

LU Ming,ZHANG Ao,LI Bo.Simulation analysis and experimental study of temperature field of cylinder based on the two-way flow solid coupling[J].Internal Combustion Engine & Powerplant,2014,31(4):30-32，47.

[10]SHARIFI S M H,GOOGARCHIN H S,FOROUZESH F.Three dimensional analysis of low cycle fatigue failure in engine part subjected to multi-axial variable amplitude thermo-mechanical load[J].Engineering Failure Analysis,2016,62:128-141.

[11]FAN K L,HE G Q,LIU X S,et al.Tensile and fatigue properties of gravity casting aluminum alloys for engine cylinder heads[J].Materials Science & Engineering A,2013,586(12):78-85.

(責任編輯 陳 艷)

Thermo-Mechanical Fatigue Damage Analysis of Diesel Engine Aluminum Alloy Cylinder Head

ZHANG Xing, LU Yao-hui, ZHENG He-yan, ZHANG De-wen

(School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

Based on a certain type of military diesel engine aluminum cylinder head, we established the finite element model and calculated the temperature field and stress in Abaqus. Based on the results of the thermo-mechanical coupling stress field and temperature field and considering the influence of temperature on material properties, thermo-mechanical fatigue damage of cylinder head was calculated. The results show that the maximum stress (179 MPa) is located at the nose area of the cylinder head, which meets the requirements of the static strength of materials with the consideration of the influence of temperature on material properties. The fatigue life analysis results show that the maximum damage (logarithmic) of cylinder head in dangerous areas is -4.54, which means the main reason of cylinder head crack on the nose region is caused by the stress concentration caused by the thermo-mechanical fatigue load.

cylinder head; temperature field; thermal-mechanical coupling; fatigue damage

2016-10-28 基金項目：國家自然科學基金資助項目(51275428)

張醒(1993—)，男，碩士，主要從事車輛及發(fā)動機結構疲勞強度可靠性及動力學研究; 通訊作者 盧耀輝(1973—)，男，博士，副教授，主要從事車輛現(xiàn)代設計方法及理論研究，E-mail:yhlu2000@swjtu.edu.cn。

張醒，盧耀輝，鄭何妍，等.柴油機鋁合金氣缸蓋熱機耦合疲勞損傷分析[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(3):82-89.

format：ZHANG Xing, LU Yao-hui, ZHENG He-yan, et al.Thermo-Mechanical Fatigue Damage Analysis of Diesel Engine Aluminum Alloy Cylinder Head[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(3):82-89.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.03.012

TK422

A

1674-8425(2017)03-0082-08