内燃机气缸盖的有限元分析

气缸盖的有限元研究摘要：气缸盖的结构形状与受力都很复杂，是内燃机中最易受损零件之一。过去由于无法进行理论计算，需要进行大量的试验，多次修改才能定型。而现在采用三维模型的有限元计算能全面地分析应力分布，减少工作量。针对三维有限元在气缸盖上的应用，着重论述了国内外应用三维有限元研究气缸盖的发展现状及其发展趋势。关键词：内燃机；气缸盖；有限元引言由于柴油机气缸盖的结构非常复杂，火力面温度较高，且温度分布不均匀，承受着机械载荷和热载荷的双重作用，是柴油机中承受载荷最大的零部件之一。部分气缸盖在服役初期出现了不同程度，不同位置（气门阀座、喷油嘴孔处）的破坏现象成为影响柴油机使用寿命的一个重要因素。本文以Z6110型柴油机为例，采用Pro/E建立其三维模型，并利用ANSYS有限元软件对其进行三维有限元分析。计算不同设计方案下的气缸盖的温度场和应力场，对气缸盖破损原因进行强度分析，为气缸盖的改进设计和优化设计提供理论依据。1有限元模型的建立为了更准确地计算气缸盖的应力分布，建立了包含机体在内的气缸盖有限元分析模型，（如图3所示）通过大型CAD软件I-DEAS建立较详细的气缸盖和机体的实体模型,采用四面体单元对其进行有限元离散.这种离散算法成熟、高效。为了弥补四面体单元在精度上的不足,

网格划分得较为细密。作者在文献中对其进行了针对应力场和温度场的离散误差分析,定性地表明了模型的合理性。柴油机在正常工作时，只有1个缸处于最大爆发压力状态。因此选取最危险工况下的单缸进行不同结构形式的计算分析。选取第3缸进行分析计算。模型沿进排气道截取，并保留周围的6个紧固螺栓和1个完整的水腔，如图2所示。2气缸盖三维稳态温度场分析'气缸盖热边界条件的处理为了准确计算出气缸盖的三维稳定温度分布,确定合理的热边界条件是必要的,但是这些热边界条件的确定是非常困难的。因此，工程上常用的方法就是首先由经验公式求出平均换热系数和平均介质温度试算求出温度场的理论数值解；再依据缸盖特征点实测温度值和计算结果加以比较，反复修改计算，最终求出与实测温度值基本吻合的特征点处的温度值。本文采用国产HV-1型低负荷硬度计进行温度场的测试工作，特征点布置如图5所示。图5特征点分布示意图初算温度场时，燃气侧的换热系数及介质温度的确定，是采用Eicherberg公式求解的，为式中如活塞平均速度pg.Tg-缸内瞬时压力、温度对于缸盖上表面与空气接触部分、气道、水腔内的换热系数，现有的经验公式多数都是针对老式的单缸或2缸机，而且，许多所需参数都很难获得，例如进排气道内气体流动的速度，水腔内各点的水流速度等。因此采用同类型机的经验数值进行计算。根据实测温度值，反复修正换热系数后计算所得温度场，最终达到与实测点温度值相吻合为止(误差小于%1)。各表面的传热边界条件大体如下：气缸盖暴露于大气环境的表面取a=20W/(mA2*K；^境温度取=30C;进气道表面取a=250W/(mA2*K^^境温度取45C;排气道表面取a=350W/(mA2*K)^境温度取521C;水腔部分取a=2010W/(mA2*K>^境温度取80C燃烧室表面)根据工作过程程序计算的结果"gm=840W/(mT*K)计算结果见表1。最高温度点位于鼻梁区的23号点。表I实测温度与计算温度比较Tab.1Temperatureatthecharacteristicpoints特征点序号1234□6739](]1112实测值46047446S463-5491466432519515.5519515.55284计算值4634764724734as4694S65175175155125264待征点序号131920212223242526272B29本文主要是通过对原始方案温度场的模拟，确定合理的热边界条件，.然后对其他方案以同样的边界条件进行温度场计算，再将计算结果进行比较分析。温度场与热流量场分析表1表明，R型气缸盖底板实测的温度场与三维有限元计算的分布规律基本相符，从温度值比较，实测值均明显低于计算值，误差在0%以内。说明有限元计算模型基本合理，R型气缸盖底板温度场的实际状况达到了设计水平，能够满足柴油机正常工作的技术要求。从温度场的计算结果及实验结果可知，气缸盖的受热表面主要是火力板下表面，排气门口以及排气道表面，在排气门过桥区处温度最高，达350°C(计算结果约为370C),且此处的表面和厚度方向温度梯度都比较大。如图4所示，若能降低排气门过桥处温度，底板的热状态将比较理想，气缸盖将有更高的可靠性。气缸盖的热负荷一般可用单位时间单位面积上的热流量即热流密度g(w/mA2*K)来表示，q愈大，气缸盖的热负荷愈大，当口超过临界值时，气缸盖的温度迅速上升，会导致气缸盖烧毁。如图5所示，在气缸盖底板排气门过桥处，高温废气流速较快，对流换热比较强烈，此处热流量较大。3热应力及热变形3.1热应力及热变形边界条件结构内部温度分布不均匀以及结构在温度变形过程中受到阻碍，使结构内部产生热应力。利用温度场的计算结果对气缸盖进行热变形及应力计算，计算时作了如下假设：计算仅考虑紧固螺栓和机体对气缸盖的约束作用，忽略诸如气门座、缸垫等配件对气缸盖的影响。此处只计算单纯的热应力，不考虑螺栓预紧力、燃气爆发压力等机械负荷的影响。根据以上假设，计算时将气缸盖与气缸垫接触面上的节点3个方向自由度约束，同时将与紧固螺栓垫圈相接触面上的节点3个方向的自由度约束。热变形及热应力分析利用温度场自动耦合计算，得到的热变形及热应力的分布如图6和如图7所示。从图6和图7看出，气门鼻梁区处有较大的热应力，应力应在217~253Mpa之间，这主要是由温度梯度和此处的结构变形引起的。在喷油孔附近由于有较大的温度梯度及附近变形的挤压作用，较大的热变形，大概在0.25〜0.28mm之间。结束语本文对柴油机缸盖进行了三维有限元分析,分别计算了不同方案的热应力、机械应力、热机械耦合应力,与原始方案进行比较分析。为改善柴油机缸盖喷油嘴附近的断裂，提供了合理的、基本有效的解决方法。为生产部门改进设计提供了理论依据。还需要作进一步的工作进行实际机型的试验，验证其正确性。R型气缸盖底板的最高温度为349C,位于两排气门过桥测点三处。除个别测点外，大多数测点的温度都低于300C,R型气缸盖底板的温度分布比较均匀，排气门孔四周区域的温差仅为88C。有利于气门与气门座的密封。气缸盖底板温度分布规律与三元有限元分析的结果基本相吻合。从温度值比较看，实测值明显低于计算值，气缸盖热状态好，底板的温度分布均匀，具有必要安全可靠性。(3)为降低排气门过桥处的热负荷，可以将气门过桥区域的壁厚减薄，或者优化冷却水流组织，如提高冷却水的流量和流速。

参考文献1陆瑞松，林发森，张瑞.内燃机的传热与热负荷.北京:国防工业出版社,19852潘克煜.内燃机热负荷和热强度.北京:机械工业出版社,19883陈特銮.内燃机热强度