基于試驗(yàn)載荷譜的氣缸蓋失效機(jī)理仿真分析?

吳 波，王增全，左正興，張曉靜，陳澤忠，侯新榮

前言

為滿足當(dāng)前世界各國(guó)越來(lái)越嚴(yán)格的排放法規(guī)，實(shí)現(xiàn)節(jié)能、減排和輕量化設(shè)計(jì)目標(biāo)，柴油機(jī)的強(qiáng)化程度越來(lái)越高，高效燃燒、渦輪增壓和高承載鋁質(zhì)氣缸蓋等技術(shù)在現(xiàn)代柴油機(jī)，特別是軍用高強(qiáng)化柴油機(jī)設(shè)計(jì)中被廣泛采用[1]。高強(qiáng)化柴油機(jī)氣缸蓋通常采用水冷方式，其結(jié)構(gòu)和形狀非常復(fù)雜，在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中受到熱負(fù)荷和機(jī)械載荷的雙重作用，各部分的溫度分布很不均勻，承受著很大的熱機(jī)耦合應(yīng)力，是發(fā)動(dòng)機(jī)中最易發(fā)生故障的部件之一[2-5]。氣缸蓋不同部位的疲勞失效機(jī)理不盡相同，如氣缸蓋火力面鼻梁區(qū)、排氣道鼻梁區(qū)等是典型的熱機(jī)耦合疲勞的部位，而水腔隔板和頂板等則又是以高溫高周疲勞為主，其疲勞損傷計(jì)算模型和壽命預(yù)估方法完全不同。同時(shí)鑄造氣缸蓋本體材料各處還具有很大的分散性，特別是鑄造殘余應(yīng)力等對(duì)氣缸蓋的疲勞壽命影響顯著[6-7]，在氣缸蓋的疲勞壽命預(yù)估中，需要根據(jù)具體部位的失效模式和本體材料特性分別選取計(jì)算模型和設(shè)定計(jì)算參數(shù)[8-9]。

本文中提到的某型大功率柴油機(jī)氣缸蓋為“三缸一蓋”的一體式鑄鋁氣缸蓋，在進(jìn)行臺(tái)架耐久性試驗(yàn)時(shí)，多次發(fā)生氣缸蓋噴油器安裝孔處水腔與進(jìn)氣道之間的壁面斷裂失效故障。為探明該型氣缸蓋在耐久性試驗(yàn)載荷譜下的疲勞失效機(jī)理，分析造成氣缸蓋失效部位斷裂的主要影響因素，本文中采用Abaqus有限元軟件重點(diǎn)計(jì)算了氣缸蓋失效部位在各種典型工況下的溫度場(chǎng)和熱機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)，并結(jié)合失效部位殘余應(yīng)力測(cè)試結(jié)果，系統(tǒng)分析了造成該型氣缸蓋過(guò)早發(fā)生疲勞斷裂的根本原因，進(jìn)而采用疲勞壽命預(yù)估理論對(duì)影響該型氣缸蓋疲勞壽命的主要因素，如噴油器壓緊力矩和殘余應(yīng)力等，進(jìn)行了對(duì)比分析，為提高該型氣缸蓋耐久性的改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了技術(shù)支撐。

1 缸蓋疲勞失效故障的描述

該型柴油機(jī)氣缸蓋在進(jìn)行耐久性強(qiáng)化試驗(yàn)過(guò)程中，在8～20個(gè)試驗(yàn)循環(huán)期間(每一個(gè)試驗(yàn)循環(huán)為10h)分別出現(xiàn)了多次氣缸蓋噴油器襯套安裝孔底部水腔壁裂穿漏水故障，且在一個(gè)氣缸蓋的多缸均有裂紋產(chǎn)生，其開裂部位如圖1所示。

通過(guò)氣缸蓋解剖斷口進(jìn)行顯微觀察，發(fā)現(xiàn)整個(gè)斷口表面并未存在明顯的氣孔、疏松或夾雜物，失效部位材質(zhì)鑄造質(zhì)量良好，基本可以排除材料成分不合理或加工工藝不良造成的開裂。失效裂紋源位于加工尖角處，裂紋擴(kuò)展區(qū)的微觀特征河流花樣明顯，疲勞條紋非常清晰，斷口呈現(xiàn)準(zhǔn)解理疲勞斷裂特征，解理開裂面存在明顯的方向性，表明氣缸蓋屬于疲勞斷裂失效(“解理”指的是在正應(yīng)力作用下的一種穿晶斷裂，其斷裂面沿一定的晶面分離)。

2 缸蓋失效部位失效機(jī)理仿真分析

2.1 有限元計(jì)算模型

為進(jìn)一步分析該型柴油機(jī)氣缸蓋失效的故障機(jī)理，采用有限元仿真的方法對(duì)該六缸機(jī)氣缸蓋的熱機(jī)耦合應(yīng)力進(jìn)行了詳細(xì)計(jì)算，并充分考慮了對(duì)失效部位有較大影響的噴油器安裝壓緊力，建立的有限元計(jì)算模型如圖2所示。

圖2 柴油機(jī)氣缸蓋有限元計(jì)算模型

為提高計(jì)算效率，在不影響氣缸蓋應(yīng)力計(jì)算精度的前提下對(duì)機(jī)體-氣缸套部分進(jìn)行了簡(jiǎn)化截?cái)?，在氣缸蓋-氣缸墊、氣缸墊-氣缸套、螺栓冒-氣缸蓋之間設(shè)置接觸對(duì)，摩擦因數(shù)設(shè)定為0.15；在氣缸套-機(jī)體、螺栓-機(jī)體之間設(shè)置成Tie綁定約束。根據(jù)氣缸蓋在耐久性試驗(yàn)的負(fù)荷情況，計(jì)算中考慮3組力。

①缸蓋螺栓預(yù)緊力:強(qiáng)力螺栓預(yù)緊力110kN，縫合絲對(duì)預(yù)緊力50kN。

②氣體爆發(fā)壓力:由示功圖數(shù)據(jù)可知在氣缸蓋火焰面上最大承受13MPa的爆發(fā)壓力。

③噴油器襯套安裝壓緊力矩T＝100N·m。

氣缸蓋溫度場(chǎng)計(jì)算采用通過(guò)火力面測(cè)溫試驗(yàn)結(jié)果修正的第三類邊界條件，分別計(jì)算了該型柴油機(jī)在標(biāo)定轉(zhuǎn)速、最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速和80%標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況下的溫度分布情況，把計(jì)算獲得的氣缸蓋溫度場(chǎng)作為預(yù)定義場(chǎng)，施加到氣缸蓋熱機(jī)耦合應(yīng)力分析模型中，計(jì)算模擬的發(fā)動(dòng)機(jī)幾個(gè)典型工況如下[9-10]。

①冷裝配工況1(無(wú)噴油器安裝壓緊力):氣缸蓋只承受螺栓預(yù)緊力和氣門座圈過(guò)盈力作用。

②冷裝配工況2:氣缸蓋承受螺栓預(yù)緊力、氣門座圈過(guò)盈力和噴油器安裝壓緊力作用時(shí)的裝配狀態(tài)(即冷停機(jī)狀態(tài))。

③熱裝配工況:發(fā)動(dòng)機(jī)在某一額定功率工作穩(wěn)定后的停機(jī)狀態(tài)，即各種裝配預(yù)緊力和溫度應(yīng)力共同作用狀態(tài)，該工況也代表氣缸蓋在某一穩(wěn)定工作狀態(tài)沒有燃燒壓力作用的狀態(tài)。

④1，2，3缸爆發(fā)工況:指發(fā)動(dòng)機(jī)在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下運(yùn)行穩(wěn)定后，氣缸蓋在熱裝配工況分別疊加1，2和3缸最大燃燒壓力(13MPa)作用的狀態(tài)。

2.2 缸蓋失效部位溫度和應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

計(jì)算獲得的柴油機(jī)在額定功率下氣缸蓋的溫度場(chǎng)如圖3所示，疲勞失效位置的溫度均在130℃左右。氣缸蓋材料機(jī)械性能測(cè)試結(jié)果顯示在130℃左右該型號(hào)鋁合金材料的強(qiáng)度下降不是很大。

圖3 額定工況斷裂失效位置溫度

模擬柴油機(jī)運(yùn)行工況的氣缸蓋熱機(jī)耦合應(yīng)力計(jì)算結(jié)果顯示，在冷裝配工況1條件下氣缸蓋失效部位(圖4所示參考點(diǎn)1～6)的拉應(yīng)力很小，僅為幾兆帕，甚至有些位置為單純的壓縮應(yīng)力狀態(tài)，第一主應(yīng)力為負(fù)值。

圖4 氣缸蓋故障部位示意圖

在熱裝配工況，氣缸蓋斷裂位置的熱機(jī)耦合應(yīng)力大幅提高至150MPa以上，如圖5所示。

圖5 熱裝配工況第一主應(yīng)力云圖

圖6 為失效部位各工況第一主應(yīng)力。由圖可見，當(dāng)疲勞失效位置所在的氣缸爆發(fā)時(shí)，失效位置的熱機(jī)耦合應(yīng)力會(huì)大幅下降，雖然在燃燒壓力作用下氣缸蓋參考點(diǎn)的拉應(yīng)力下降了，但是會(huì)產(chǎn)生較大的應(yīng)力幅值，在缸內(nèi)燃燒壓力高頻次作用下造成疲勞損傷。分析認(rèn)為，失效部位產(chǎn)生較大拉應(yīng)力的原因是缸蓋本身的非均勻溫度場(chǎng)導(dǎo)致的熱應(yīng)力和噴油器襯套壓緊力導(dǎo)致的機(jī)械應(yīng)力，以及氣缸蓋升溫膨脹受到缸蓋緊固螺栓限制的共同作用的結(jié)果。另外，在高頻次燃燒壓力作用下產(chǎn)生較大的應(yīng)力幅值，使該部位發(fā)生高平均拉應(yīng)力狀態(tài)下的機(jī)械疲勞損傷。

圖6 失效部位各工況第一主應(yīng)力

3 缸蓋疲勞失效影響因素分析

通過(guò)對(duì)典型工況氣缸蓋溫度場(chǎng)和熱機(jī)耦合應(yīng)力的計(jì)算分析，可知該型氣缸蓋噴油器襯套安裝孔底部失效模式為高周機(jī)械疲勞，熱應(yīng)力和噴油器壓緊力是造成失效部位拉伸平均應(yīng)力高的兩個(gè)主要原因，而燃燒壓力是造成拉伸應(yīng)力幅值大的根本原因。同期進(jìn)行的同批次開裂氣缸蓋鑄造殘余應(yīng)力測(cè)量結(jié)果顯示，氣缸蓋失效部位鑄造殘余應(yīng)力總體水平偏高，并且分散性偏大(殘余拉應(yīng)力最大為17.5MPa，壓應(yīng)力最大為-33.5MPa)。由于柴油機(jī)要滿足高強(qiáng)化的性能指標(biāo)要求，在氣缸蓋本體結(jié)構(gòu)不做大的改動(dòng)前提下，很難降低最高燃燒壓力和氣缸蓋溫度應(yīng)力。但通過(guò)優(yōu)化裝配工藝和控制鑄造工藝，噴油器安裝預(yù)緊力和失效部位的殘余應(yīng)力還是有較大下調(diào)空間。因此，本文中基于該型柴油機(jī)臺(tái)架耐久性試驗(yàn)載荷譜，重點(diǎn)評(píng)估了改變噴油器壓緊力和失效部位殘余應(yīng)力對(duì)氣缸蓋開裂部位疲勞壽命的影響。

3.1 基于耐久性試驗(yàn)的缸蓋加載載荷譜

該型柴油機(jī)臺(tái)架耐久性試驗(yàn)的1個(gè)循環(huán)時(shí)間為10h，其中預(yù)熱起動(dòng)、3次從最低空載轉(zhuǎn)速增至最高空載轉(zhuǎn)速、檢查最低空載穩(wěn)定轉(zhuǎn)速和冷卻停機(jī)4個(gè)階段的爆發(fā)壓力值均很小且作用時(shí)間短，因此在氣缸蓋疲勞壽命預(yù)估中對(duì)其進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，認(rèn)為其不會(huì)產(chǎn)生疲勞損傷，上述4個(gè)階段的爆發(fā)壓力值未計(jì)入損傷計(jì)算。而其余1h的100%標(biāo)定轉(zhuǎn)速、7h的85%～90%標(biāo)定轉(zhuǎn)速、100min的 80%標(biāo)定轉(zhuǎn)速和20min的最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速等4個(gè)典型工況是本次氣缸蓋壽命預(yù)估需要重點(diǎn)考慮的工況。根據(jù)前期該型柴油機(jī)耐久性試驗(yàn)測(cè)試記錄，整理得到試驗(yàn)中4個(gè)典型工況點(diǎn)對(duì)應(yīng)的實(shí)測(cè)缸內(nèi)爆發(fā)壓力值，并根據(jù)轉(zhuǎn)速和試驗(yàn)時(shí)間折算加載次數(shù)，其中在10h試驗(yàn)循環(huán)時(shí)間中對(duì)應(yīng)100%標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況的11.8MPa爆發(fā)壓力作用了6.6×104次、對(duì)應(yīng)85%～90%標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況的12.4MPa爆發(fā)壓力作用了 41.58×104次、對(duì)應(yīng)80%標(biāo)定轉(zhuǎn)速的12.6MPa爆發(fā)壓力作用了8.8×104次、對(duì)應(yīng)最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速的12.7MPa爆發(fā)壓力作用了1.5×104次。雖然后3個(gè)工況爆發(fā)壓力值相差僅0.4MPa，在失效部位產(chǎn)生的拉應(yīng)力差值也小于10MPa，但為更精確地貼近該型柴油機(jī)實(shí)際耐久性試驗(yàn)載荷計(jì)算疲勞累積損傷，本文中把每10h耐久性試驗(yàn)轉(zhuǎn)化成具有4個(gè)不同載荷譜塊組成的氣缸蓋疲勞損傷計(jì)算載荷，如圖7所示。

圖7 整機(jī)耐久性試驗(yàn)轉(zhuǎn)化的缸蓋爆發(fā)壓力載荷譜

3.2 缸蓋鑄鋁合金材料疲勞性能參數(shù)

額定功率下氣缸蓋溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果顯示，氣缸蓋失效部位溫度為130℃左右，下水腔溫度最高值為190℃位于排氣道中間位置，下水腔其余位置的溫度在100～150℃范圍。根據(jù)氣缸蓋采用的鋁合金材料高溫拉伸強(qiáng)度測(cè)試結(jié)果(見圖8)，該型號(hào)鑄鋁合金材料從25升至200℃范圍內(nèi)的材料力學(xué)性能下降并不特別嚴(yán)重，其拉伸極限從 242.5降至203.1MPa。由于沒有該鑄鋁材料的高溫S-N曲線，故在后續(xù)的壽命預(yù)估分析中將采用130℃溫度下材料的抗拉強(qiáng)度(225MPa)進(jìn)行S-N曲線擬合，用于評(píng)估該型氣缸蓋失效部位的疲勞壽命。

圖8 氣缸蓋用鋁合金材料熱強(qiáng)度測(cè)試結(jié)果

3.3 噴油器壓緊力與殘余應(yīng)力對(duì)失效部位疲勞壽命影響

分別對(duì)噴油器壓緊力矩T為100和80N·m兩種方案進(jìn)行了對(duì)比計(jì)算分析，首先通過(guò)氣缸蓋熱裝配工況和圖7中4個(gè)試驗(yàn)工況點(diǎn)的熱機(jī)耦合應(yīng)力的計(jì)算，依次提取每個(gè)試驗(yàn)工況點(diǎn)的氣缸蓋失效薄弱部位拉應(yīng)力最大值和最小值，并計(jì)算平均應(yīng)力σm和應(yīng)力幅值σa，采用式(1)對(duì)上述各工況點(diǎn)的應(yīng)力進(jìn)行Goodman平均應(yīng)力修正，獲得失效部位0平均應(yīng)力下的應(yīng)力幅值Δσ，然后把Δσ代入FE-safe疲勞壽命預(yù)估軟件中，采用式(2)依次計(jì)算各試驗(yàn)工況點(diǎn)的一次加載產(chǎn)生的損傷值D(D＝1/Nf，式中Nf為載荷循環(huán)次數(shù))，最后采用線性損傷累計(jì)理論根據(jù)圖7所示載荷譜中每個(gè)工況點(diǎn)載荷作用次數(shù)和對(duì)應(yīng)的每次加載損傷值，計(jì)算一個(gè)10h試驗(yàn)循環(huán)中產(chǎn)生的總損傷，進(jìn)而計(jì)算在柴油機(jī)耐久性試驗(yàn)載荷作用下氣缸蓋噴油器襯套安裝孔底部的疲勞壽命。

式中σ′f和b分別為氣缸蓋材料疲勞強(qiáng)度系數(shù)和疲勞強(qiáng)度指數(shù)，可根據(jù)圖8的材料抗拉強(qiáng)度通過(guò)經(jīng)驗(yàn)公式擬合得到。殘余應(yīng)力在結(jié)構(gòu)件高周疲勞壽命預(yù)估過(guò)程中一般僅影響平均應(yīng)力σm，因此本研究中分別對(duì)測(cè)試的最大殘余拉應(yīng)力Srmax＝17MPa和最大的殘余壓應(yīng)力Srmin＝-33MPa對(duì)該型氣缸蓋疲勞失效部位壽命的影響進(jìn)行計(jì)算分析，結(jié)果見表1。

表1 氣缸蓋疲勞失效部位壽命計(jì)算值 h

壽命計(jì)算結(jié)果顯示，該型氣缸蓋疲勞壽命最低點(diǎn)位于圖4所示中間缸的參考點(diǎn)3處，計(jì)算壽命為190h。而在整機(jī)耐久性試驗(yàn)中3次氣缸蓋氣道壁裂穿流水故障分別發(fā)生在140，80和210h，考慮到氣缸蓋實(shí)際疲勞壽命影響因素的復(fù)雜性和多樣性，采用上述計(jì)算模型和假設(shè)得到的疲勞壽命預(yù)估精度在工程上還是可以接受的。同時(shí)，在其他條件不變的前提下降低噴油器壓緊力矩20%，能使該型氣缸蓋疲勞薄弱部位的壽命提高1倍以上。失效部位殘余應(yīng)力是造成氣缸蓋疲勞失效部位壽命分散性大的一個(gè)重要影響因素，17MPa的殘余拉應(yīng)力會(huì)使氣缸蓋疲勞壽命由幾百小時(shí)迅速降低至幾十小時(shí)。而殘余壓應(yīng)力則能大幅提高疲勞壽命。因此，要提高該型氣缸蓋的疲勞壽命首先要控制氣缸蓋疲勞破壞薄弱部位的鑄造殘余應(yīng)力，盡量?jī)?yōu)化氣缸蓋鑄造和冷卻工藝使氣缸蓋噴油器襯套安裝孔底部區(qū)域存在殘余壓應(yīng)力。

4 結(jié)論

(1)該型氣缸蓋噴油器襯套安裝孔底部失效機(jī)理為熱應(yīng)力、噴油器壓緊力和燃燒壓力共同作用下的高周機(jī)械疲勞。

(2)失效部位殘余應(yīng)力分散性大是造成氣缸蓋疲勞失效部位實(shí)際壽命分散性大的一個(gè)重要原因，通過(guò)工藝優(yōu)化在噴油器襯套安裝孔底部區(qū)域形成殘余壓應(yīng)力將大幅提高該型氣缸蓋的疲勞壽命。

(3)在保證噴油器密封的前提下，適當(dāng)降低噴油器壓緊力矩將有效降低該型氣缸蓋疲勞薄弱部位的平均拉應(yīng)力，提高疲勞壽命。

[1] TRAMPERT S，GOCMEZ T，PISCHINGER S.Thermomechanical fatigue life prediction of cylinder heads in combustion engines[J].J Eng Gas Turb Power，2008，130:771-80.

[2] SEIFERT T，RIEDEL H.Mechanism-based thermomechanical fatigue life prediction of cast iron.part I:models[J].Int J Fatigue，2010，32:1358-67.

[3] SEIFERT T， MAIER G， UIHLEIN A， et al.Mechanism-based thermomechanical fatigue life prediction of cast iron.part II:comparison of model predictions with experiments[J].Int J Fatigue，2010，32:1368-77.

[4] ZHANGQing， ZUOZhengxing， LIU Jinxiang.Failure analysis of a diesel engine cylinder head based on finite element method[J].Engineering Failure Analysis，2013，34:51-58.

[5] ZHANG Qing， ZUO Zhengxing， LIU Jinxiang.High-temperature low-cycle fatigue behaviour of a cast Al-12Si-CuNiMg alloy[J].Fatigue ＆ Fracture Engineering Materialsand ＆ Structures，2013，36:623-630.

[6] MAASSEN F J.Simulation of endurance and thermo cycle testing for highly loaded HSDI diesel cylinder heads[C].SAE Paper 2001-01-3226.

[7] GONG K，MILLEY A，LU J.Design tool on fatigue for 3D components with consideration of residual stresses[C].SAE Paper 2001-01-0828.

[8] 吳波，王增全，解志民，等.高強(qiáng)化蠕鐵氣缸蓋熱強(qiáng)度的分析與評(píng)價(jià)[J].汽車工程，2016，38(5):646-651.

[9] 廖日東，左正興，鄒文勝.溫度對(duì)氣缸蓋應(yīng)力分布影響的研究[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2001，19(3):253-257.

[10] 趙維茂，張衛(wèi)正，原彥鵬，等.柴油機(jī)功率強(qiáng)化前后氣缸蓋的溫度場(chǎng)模擬與試驗(yàn)[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2009，40(3):51-55.