基于發(fā)動機臺架考核方法的氣缸蓋高周疲勞特性研究

李鵬，付文清，景國璽，文洋，許春光

(1.中國北方發(fā)動機研究所(天津),天津 300400；2.中國兵器科學(xué)研究院,北京 100089)

基于發(fā)動機臺架考核方法的氣缸蓋高周疲勞特性研究

李鵬1，付文清2，景國璽1，文洋1，許春光1

(1.中國北方發(fā)動機研究所(天津),天津 300400；2.中國兵器科學(xué)研究院,北京 100089)

依據(jù)發(fā)動機臺架考核規(guī)范，運用疲勞強度理論，對某鑄鐵氣缸蓋進行高周疲勞強度評估。明確溫度和應(yīng)力隨考核工況改變的變化行為，研究氣缸蓋各區(qū)域受工作載荷的影響狀況，為缸蓋壽命評估模型提供載荷邊界。結(jié)合疲勞理論，在考慮材料修正的基礎(chǔ)上進行了疲勞特性分析和損傷狀況分析。分析表明，氣缸蓋各區(qū)域的疲勞安全系數(shù)均大于1，視為安全，但冷卻鉆孔區(qū)域的安全裕度較小。

氣缸蓋；高周疲勞特性；累積損傷

氣缸蓋作為燃燒室的重要組成部分，在發(fā)動機工作過程中，承受氣體力和缸蓋螺栓預(yù)緊所產(chǎn)生的機械負荷，同時還由于與高溫燃氣接觸而承受很高的熱負荷，是發(fā)動機中典型的承受高溫、高壓、高載的結(jié)構(gòu)件。大量文獻研究表明[1-2]，熱載荷與機械載荷共同作用，容易引起氣缸蓋高周疲勞，失效部位大多產(chǎn)生于氣道壁、水腔隔板等薄壁區(qū)域。因此，結(jié)構(gòu)疲勞分析是氣缸蓋研發(fā)過程中必須開展和重視的工作。本研究結(jié)合高周疲勞理論[3-4]，通過有限元分析方法，以某發(fā)動機鑄鐵缸蓋為研究對象，以發(fā)動機典型臺架耐久規(guī)范為依據(jù)，開展高周疲勞特性研究，重點關(guān)注缸蓋的疲勞特性變化以及考核周期內(nèi)的損傷累積狀況。

1 研究思路

氣缸蓋受力狀況復(fù)雜，受力示意見圖1。工程上通常采用臺架耐久性試驗[5-7]對發(fā)動機高周疲勞特性進行考核。圖2示出了發(fā)動機典型臺架耐久規(guī)范的示意。一個考核循環(huán)由若干考核工況組成，考核工況的選取以發(fā)動機實際工作中的重要工況為依據(jù)，其中包括標(biāo)定工況(持續(xù)時間t1)、怠速工況(持續(xù)時間t5)，以及其他需要關(guān)注的過渡工況。該試驗方法能夠較為全面地考核發(fā)動機在實際工作工況下的高周疲勞性能，但需要耗費大量的人力、物力和財力。

圖1 氣缸蓋受力示意

圖2 發(fā)動機臺架疲勞耐久試驗考核工況示意

本研究利用仿真分析手段，按照發(fā)動機臺架耐久考核規(guī)范中規(guī)定的考核工況和考核周期，對氣缸蓋進行高周疲勞壽命評估。具體研究思路見圖3。首先，通過實測溫度和應(yīng)力數(shù)據(jù)對仿真邊界進行修正，采用此標(biāo)定模型計算不同轉(zhuǎn)速下缸蓋的應(yīng)力應(yīng)變行為，以此作為高周疲勞分析的載荷譜，并結(jié)合材料疲勞參數(shù)和影響因素，研究缸蓋的高周疲勞特性。仿真分析模型包括缸蓋、進排氣門、氣門導(dǎo)管、缸蓋螺栓、氣缸墊和氣缸體等部件，其中對缸蓋火力面等關(guān)鍵區(qū)域進行了網(wǎng)格細化。

圖3 研究思路

2 氣缸蓋載荷特性研究

2.1不同考核工況下的溫度特性分析

氣缸蓋傳熱過程可認為是穩(wěn)態(tài)傳熱問題，可表述為[8-10]

(1)

式中：T(x,y,z)為溫度場。求解方程式采用第三類熱邊界條件，可描述為

(2)

式中：Γ，n分別表示氣缸蓋邊界和邊界的法向；λ為導(dǎo)熱系數(shù)，Tm為周圍介質(zhì)的溫度；α為傳熱系數(shù)。

結(jié)合溫度、應(yīng)力和疲勞計算分析，從缸蓋各區(qū)域選取特征危險點作為應(yīng)力考察點(見圖4)。圖4中，T為頂板特征點，M為進氣道特征點，W為水腔特征點，D和H分別為底板和冷卻鉆孔區(qū)域特征點。

圖4 氣缸蓋各區(qū)域特征關(guān)注點示意

通過一維缸內(nèi)性能分析獲得火力面的溫度和傳熱系數(shù)；通過氣缸蓋冷卻水腔三維流場分析，獲得水腔表面的溫度和傳熱系數(shù)[11-15]。將計算結(jié)果映射到氣缸蓋結(jié)構(gòu)網(wǎng)格中，實現(xiàn)流固耦合，以完成缸蓋溫度場模擬。測溫測點布置與結(jié)果對比見圖5。由圖5可見，多數(shù)測點實測值和計算值偏差在10 ℃以內(nèi)，可以認為仿真邊界合理。以此標(biāo)定模型計算標(biāo)定工況下缸蓋溫度場分布(見圖6)。由圖6可知，火力面區(qū)域溫度較高，整體溫度高于400 ℃，表明該鑄鐵氣缸蓋的熱負荷很高。最高溫度出現(xiàn)在兩排氣門鼻梁區(qū)域靠近氣門座孔邊緣處。排氣道區(qū)域溫度在200 ℃左右，進氣道溫度在80～100 ℃之間，可以看出氣缸蓋整體的溫度梯度較大。

圖5 測點布置與結(jié)果對比

圖6 標(biāo)定工況下氣缸蓋溫度場分布云圖

隨著轉(zhuǎn)速的變化，特征點溫度變化規(guī)律見圖7。由圖7可知，轉(zhuǎn)速的升高對底板特征點溫度影響最大，使其呈直線上升；對其他區(qū)域的溫度影響較小，當(dāng)達到怠速工況之后，溫度平緩增加。

圖7 特征關(guān)注點溫度隨轉(zhuǎn)速的變化

2.2不同考核工況下的應(yīng)力應(yīng)變特性分析

在溫度場分析的基礎(chǔ)上，對有限元模型加載氣體力載荷和邊界約束，實現(xiàn)熱機耦合仿真分析。為標(biāo)定耦合分析模型，在預(yù)緊狀態(tài)下對缸蓋頂部和螺栓立墻側(cè)壁進行了應(yīng)力測試，與仿真值對比見圖8。由圖可見，多數(shù)測點應(yīng)力偏差較小，認為仿真模型合理可信。計算得到的標(biāo)定工況下特征點的主導(dǎo)應(yīng)力見圖9?？梢钥闯觯陬A(yù)緊工況下，頂板和進氣道區(qū)域主要承受拉應(yīng)力，水腔、冷卻鉆孔及底板區(qū)域主要承受壓應(yīng)力；隨著熱載荷的施加，冷卻鉆孔區(qū)域的受力形式發(fā)生變化，由壓載變?yōu)槔d。底板區(qū)域的受壓狀況急劇增加，這是由于熱載荷對底板的影響最大，在約束條件下使底板的壓應(yīng)力增大，底板向燃燒室方向膨脹，對頂部考察點耦合應(yīng)力有緩解作用。氣體力作用后，頂板和進氣道區(qū)域的應(yīng)力值增加，其他區(qū)域應(yīng)力值變化幅度較小。結(jié)合圖10可知，預(yù)緊載荷和氣體力載荷對頂板、水腔和進氣道區(qū)域的受力狀況占主導(dǎo)作用；溫度載荷對冷卻鉆孔和底板區(qū)域的受力狀況占主導(dǎo)作用。

圖8 預(yù)裝配載荷下應(yīng)力仿真與實測對比

圖9 標(biāo)定工況下特征關(guān)注點主導(dǎo)應(yīng)力值

圖10 各載荷對耦合應(yīng)力的影響

特征點耦合主導(dǎo)應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律見圖11。由圖11可知，隨著轉(zhuǎn)速的升高，各區(qū)域的受力形式未發(fā)生變化，但受力程度有一定的加劇。當(dāng)達到最大扭矩工況之后，各區(qū)域特征點的主導(dǎo)應(yīng)力的變化均趨于平緩。

圖11 特征關(guān)注點主導(dǎo)應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化

標(biāo)定工況下氣缸蓋變形云圖見圖12。由圖12可知，進氣側(cè)整體變形大于排氣側(cè)，表明進氣側(cè)剛度較排氣側(cè)弱，這是由于排氣道為對稱結(jié)構(gòu)，且所占空間較??；而進氣道所占空間大，降低了進氣側(cè)的剛度。

圖12 標(biāo)定工況下氣缸蓋變形分布云圖

3 氣缸蓋高周疲勞研究

3.1疲勞特性研究

多數(shù)疲勞數(shù)據(jù)都是按照對稱載荷(即R=-1)測試而得，但大多數(shù)零部件工作載荷為非對稱載荷，即含有非零的平均應(yīng)力。因此，考慮平均應(yīng)力對疲勞過程的影響非常重要，這樣才能有效地使用由對稱載荷得到的試驗數(shù)據(jù)來評估零部件的疲勞特性。通常采用疲勞極限圖描述給定壽命下平均應(yīng)力的影響。其中，Haigh疲勞極限圖為常用的疲勞極限圖。

根據(jù)材料的強度極限、屈服極限、對稱拉壓疲勞極限和脈沖拉壓疲勞極限等數(shù)據(jù)，可以繪制材料的Haigh疲勞極限圖(如圖13中的實線所示)。將材料極限應(yīng)力線各特征點的縱坐標(biāo)乘以由式(3)計算得到的總體影響系數(shù)，特征點的橫坐標(biāo)保持不變，便可得到構(gòu)件極限應(yīng)力線的特征點，由這些特征點連接而成的曲線即為構(gòu)件的極限應(yīng)力線(如圖13中的虛線所示)。

(3)

式中：ftot,af為總體影響系數(shù)；f1為統(tǒng)計學(xué)影響系數(shù)；f2為應(yīng)力梯度影響系數(shù)；f3為表面粗糙度和鍛造度的綜合影響系數(shù)；f4為表面處理工藝綜合影響系數(shù)；f5為溫度影響系數(shù)；f6為普通表面影響系數(shù)；f7為工藝尺寸影響系數(shù)。

圖13 修正前后的Haigh疲勞極限圖

確定構(gòu)件的Haigh疲勞極限圖后，便可基于該圖進行機械零件的疲勞強度計算。首先需計算出氣缸蓋各節(jié)點危險截面上的最大工作應(yīng)力σmax及最小工作應(yīng)力σmin，據(jù)此計算出工作平均應(yīng)力σm、工作應(yīng)力幅σa及應(yīng)力比R。然后，在構(gòu)件極限應(yīng)力線圖上可找到對應(yīng)于坐標(biāo)(σm,σa)的一個工作應(yīng)力點P(見圖13)。安全系數(shù)計算時所用的極限許可應(yīng)力是零件的極限應(yīng)力曲線上(虛線)與工作應(yīng)力點P對應(yīng)的某點Q所代表的應(yīng)力。按等應(yīng)力比即R=C的情況計算安全系數(shù)，點Q為坐標(biāo)原點O與工作應(yīng)力點P的連線OP所在直線與極限應(yīng)力線的交點。在確定點Q后，疲勞安全系數(shù)計算式如下：

(4)

式中：σalim為極限應(yīng)力幅；σa為工作應(yīng)力幅；|OP|，|OQ|分別為點P、點Q與原點O連線的長度。

對氣缸蓋高周疲勞而言，螺栓預(yù)緊載荷和熱載荷作用主要影響高周疲勞載荷中的平均應(yīng)力，氣體力作用主要影響應(yīng)力幅。基于臨界平面法獲得了各考核工況下缸蓋結(jié)構(gòu)的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅。圖14示出了標(biāo)定工況下缸蓋的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅分布云圖。不同轉(zhuǎn)速下，各特征點平均應(yīng)力和應(yīng)力幅變化見圖15。由圖15可知，在達到最大扭矩工況之前應(yīng)力幅呈現(xiàn)增大趨勢，之后變化趨于平緩；底板特征點的平均應(yīng)力呈現(xiàn)減小趨勢，這與材料特性有關(guān)。其余特征點的平均應(yīng)力變化平緩。

圖14 標(biāo)定工況平均應(yīng)力和應(yīng)力幅分布

圖15 特征關(guān)注點平均應(yīng)力和應(yīng)力幅隨轉(zhuǎn)速的變化

該氣缸蓋材料的疲勞參數(shù)見表1，Haigh疲勞極限圖見圖16。

表1 RuT350材料疲勞參數(shù)

圖16 RuT350材料Haigh疲勞極限圖

在進行疲勞分析過程中，考慮應(yīng)力梯度、溫度、表面粗糙度及統(tǒng)計學(xué)等影響，得到標(biāo)定工況下的疲勞安全系數(shù)分布(見圖17)。表2示出了特征關(guān)注點的溫度、應(yīng)力幅、平均應(yīng)力、各修正系數(shù)和疲勞安全系數(shù)的分析結(jié)果。由表2可知，各區(qū)域特征關(guān)注點的疲勞安全系數(shù)均大于1，視為安全，但冷卻鉆孔區(qū)域的安全裕度較小。各特征點的疲勞安全系數(shù)隨著轉(zhuǎn)速的變化曲線見圖18。在達到怠速之后，各特征點的疲勞安全系數(shù)呈降低趨勢。其中，底板特征點的變化幅度較大，其他各區(qū)特征點的變化平緩。

圖17 標(biāo)定工況下疲勞安全系數(shù)分布

節(jié)點編號應(yīng)力幅/MPa平均應(yīng)力/MPa各節(jié)點Haigh圖影響系數(shù)安全系數(shù)T15．9139．8f1=1．17；f2=1．4；f3=0．931；f4=1；f5=0．975；f6=1；f7=11．73W0．5-227．8f1=1．17；f2=1．44；f3=0．931；f4=1；f5=0．976；f6=1；f7=11．75M16．8122．5f1=1．17；f2=1．45；f3=0．931；f4=1；f5=0．977；f6=1；f7=11．93D10．7-146．4f1=1．17；f2=1．47；f3=0．911；f4=1；f5=0．976；f6=1；f7=11．28H12．2248．5f1=1．17；f2=1．43；f3=0．911；f4=1；f5=0．976；f6=1；f7=11．09

圖18 特征關(guān)注點疲勞安全系數(shù)隨轉(zhuǎn)速的變化

3.2損傷狀況研究

疲勞累積損傷理論是研究在變幅疲勞載荷作用下疲勞損傷的累積規(guī)律和疲勞破壞準(zhǔn)則，對疲勞壽命預(yù)測十分重要。線性累積損傷理論是指在循環(huán)載荷作用下，疲勞損傷與載荷循環(huán)數(shù)的關(guān)系是線性的，且疲勞損傷可以線性累加，各個應(yīng)力之間相互獨立、互不相關(guān)，當(dāng)累加的損傷達到某一數(shù)值時，構(gòu)件就會發(fā)生疲勞破壞。線性累積損傷理論中最典型的是Miner理論[16]，在工程上因簡便和計算精度較高而得到廣泛的應(yīng)用。

按照Miner線性累積損傷理論，構(gòu)件在某恒幅應(yīng)力S作用下，循環(huán)至破壞的壽命為N，則定義其在經(jīng)歷n次循環(huán)時的損傷為

D=n/N。

(5)

若在k個應(yīng)力水平Si作用下，各經(jīng)歷ni次循環(huán)，則總損傷定義為

(6)

當(dāng)構(gòu)件發(fā)生損傷破壞時，滿足式(7)。

(7)

累積損傷破壞原理見圖19。

圖19 累積損傷原理

按照圖1所述的發(fā)動機臺架考核規(guī)范，計算氣缸蓋在各分析工況持續(xù)時間內(nèi)的損傷值，并依據(jù)Miner線性累積損傷理論，計算考核周期內(nèi)的總損傷值和壽命，各特征點的損傷情況見表3。總損傷的倒數(shù)即為壽命，其物理意義表示能夠進行的考核時間。

表3 一個考核周期內(nèi)各特征點的總損傷

4 結(jié)論

a) 該鑄鐵氣缸蓋的火力面區(qū)域熱負荷很高，最高溫度出現(xiàn)在兩排氣門鼻梁區(qū)域靠近氣門座孔邊緣處，隨著轉(zhuǎn)速的升高，底板區(qū)域溫度直線上升；

b) 預(yù)緊載荷和氣體力載荷對頂板、水腔和進氣道區(qū)域的受力狀況占主導(dǎo)作用；溫度載荷對冷卻鉆孔和底板區(qū)域的受力狀況占主導(dǎo)作用;進氣側(cè)整體變形大于排氣側(cè)；

c) 螺栓預(yù)緊載荷和熱載荷作用主要影響高周疲勞載荷中的平均應(yīng)力，氣體力作用主要影響應(yīng)力幅,各區(qū)域特征關(guān)注點的疲勞安全系數(shù)均大于1，視為安全，但冷卻鉆孔區(qū)域的安全裕度較小。

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HighCycleFatiguePropertyAnalysisofCylinderHeadBasedonEngineBenchTestingMethod

LI Peng1，F(xiàn)U Wenqing2，JING Guoxi1，WEN Yang1，XU Chunguang1

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

The high cycle fatigue strength of a cast iron cylinder head was evaluated according to engine bench test standard based on fatigue strength theory. The changing behaviors of temperature and stress with test conditions were identified and the influences of working load on each area of cylinder head were studied, which provided the load boundary for the life assessment model of cylinder head. The fatigue and damage analysis were further carried out according to fatigue theory based on the material correction. The analysis shows that the fatigue safety factor for each area of cylinder head except the cooling drilling hole is greater than 1, which is regarded to be safe.

cylinder head；high cycle fatigue property；cumulative damage

2017-04-15；

2017-10-12

李鵬(1986—)，男，助理研究員,碩士，主要研究方向為氣缸蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計及評估；li_peng_li1986@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.05.010

TK423.2

B

1001-2222(2017)05-0051-06

[編輯： 姜曉博]