基于某增壓發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋密封性能研究

張龍，談健，胡昌良

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于某增壓發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋密封性能研究

張龍，談健，胡昌良

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章利用發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊壓縮特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)標(biāo)Gasket單元壓縮曲線，模擬發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋在高溫燃料氣體爆炸產(chǎn)生的交變熱載荷工況下的密封性能，并得到如下主要結(jié)論：1）發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊上缸口筋面壓的最小值分布于發(fā)動(dòng)機(jī)二缸附近，燃料氣體爆炸瞬間其面壓值最小，但仍滿足設(shè)計(jì)面壓限值；2）發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊在交變熱載荷作用下其壓縮變形最大值為28微米，滿足設(shè)計(jì)要求；3）在交變熱載荷作用下，缸孔熱變形直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)密封性能，缸孔深度10-30mm的進(jìn)排氣位置的變形量大于其他位置，且失圓形式為外擴(kuò)，四個(gè)缸孔截面的傅立葉變換后2-8階變形量均未超過設(shè)計(jì)變形限值。

Gasket單元；密封性能；缸孔變形；失圓度；氣體爆發(fā)壓力

1 簡介

目前整個(gè)汽車行業(yè)都在力推小型增壓化的發(fā)動(dòng)機(jī)，減小發(fā)動(dòng)機(jī)排量，同時(shí)為了不犧牲動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，加入一些入缸內(nèi)直噴、增壓等一些高新技術(shù)的運(yùn)用，這樣導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中承受更高的熱負(fù)荷和機(jī)械載荷，氣體溫度最高可以達(dá)到一千多攝氏度[1]，發(fā)動(dòng)機(jī)大部分材料在如此高溫條件下的機(jī)械性能會(huì)發(fā)生明顯下降，缸體缸蓋作為發(fā)動(dòng)機(jī)主要承受高溫的零部件，而缸墊作為缸體缸蓋的密封件，在防止油、氣和水混合方面起到非常重要的作用，若密封性能不好，會(huì)導(dǎo)致油水混合，直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，甚至導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)無法工作，因此，研究缸體缸蓋的密封性能對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)性能研究顯得十分重要。

本文利用Gasket單元模擬發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊[2-3]，通過試驗(yàn)獲得缸墊的拉伸-壓縮特性曲線，模擬分析發(fā)動(dòng)機(jī)在螺栓預(yù)緊力和氣體最大爆發(fā)載荷作用下缸墊的面壓、壓縮量以及缸孔的變形特性來研究缸體缸蓋的密封性能。

2 仿真分析模型

分析模型包括缸體、缸蓋、缸蓋螺栓、進(jìn)氣門、排氣門、氣門座圈和缸墊。單元類型缸墊采用GK3D12MN，其余采用C3D10M。有限元模型如圖1所示，其中為了更準(zhǔn)確的描述缸孔變形，在缸壁徑向布置了3層網(wǎng)格單元(如圖2所示)[4]，整個(gè)分析模型的網(wǎng)格數(shù)量及類型如表1所示，共計(jì)1090915個(gè)單元。

圖1 分析模型網(wǎng)格模型

圖2 缸壁徑向網(wǎng)格布置細(xì)節(jié)

表1 分析模型網(wǎng)格信息

2.1 仿真模型材料

分析包括的各部件材料屬性如表2所示，其中缸蓋的塑性特性曲線如圖3所示。

表2 仿真模型材料屬性

圖3 缸蓋塑性特性應(yīng)力-應(yīng)變曲線

2.2 載荷與邊界

分析時(shí)載荷為缸蓋螺栓預(yù)緊力、氣門與缸蓋之間的過盈載荷和氣門導(dǎo)管與缸蓋之間的過盈載荷，計(jì)算時(shí)預(yù)緊力采用額定預(yù)緊力，其螺栓軸向預(yù)緊力大小為95kN，模型中各零部件之間的連接關(guān)系如表3所示。

表3 各零部件之間的連接定義

缸墊上各波寬筋的力學(xué)壓縮特性曲線如圖4-7所示，分析模型的位移邊界為約束缸體與油底殼接觸面的三個(gè)方向平動(dòng)自由度(如圖8所示)。

圖4 缸墊stopper缸口筋加卸載曲線

圖5 缸墊波寬1.5mm油水 筋加卸載曲線

圖6 缸墊波寬1.2mm油水筋加卸載曲線

圖7 缸墊波寬1.0mm油水筋 加卸載曲線

圖8 模型位移約束邊界

3 仿真分析結(jié)果

3.1 缸墊分析結(jié)果

為了更方便的描述缸口筋線載荷分布，采用如圖9所示路徑選取方法，從圖10可以看出缸口筋最小面壓發(fā)生在二缸點(diǎn)火時(shí)，最小面壓為128MPa，設(shè)計(jì)要求缸口筋接觸面壓大于等于128MPa，滿足要求。圖11所示為各個(gè)氣缸施加最大氣體爆發(fā)壓力時(shí)缸口筋的厚度變化曲線，從圖中可知缸口筋的缸墊振幅最大值發(fā)生在第一缸爆發(fā)時(shí)，最大壓縮量為12.4微米，要求缸墊每層最大壓縮量為7微米，缸口筋共4層面板組成（最大壓縮量為28微米），滿足要求。

圖9 口筋節(jié)點(diǎn)Path選取路徑

圖10 缸口筋面壓分布曲線

3.2 缸孔變形分析結(jié)果

缸孔變形量由缸口各位置節(jié)點(diǎn)位移函數(shù)進(jìn)行傅立葉變化后的各階次的變形幅值來評(píng)價(jià)，在裝配載荷下的缸孔各階次的變形限值如表4所示。

表4 推薦的各階次最大變形量

各階次的失圓形式如圖12所示，各缸的傅立葉展開后變形值如圖5-8所示[5]。

圖12 各階次失圓形式

表5 各缸第四階最大變形量

0階、1階、4階變形為靜態(tài)變形，2、3階及更高階次數(shù)的變形為動(dòng)態(tài)變形。0階和1階變形主要是由制造公差和裝配公差引起的整體尺寸和位置上的變化，本文主要研究第4階的變形。各缸第四階最大變形量如表5所示，四個(gè)氣缸第四階變形量均小于11.4μm，滿足要求。

圖15 第三缸各階次缸孔變形量

圖16 第四缸各階次缸孔變形量

圖13-16顯示了四個(gè)氣缸在不同高度2-8階傅里葉變換缸孔變形幅值曲線，從結(jié)果可以看出，所有截面的傅立葉變換后的變形均小于變形限值，因此缸孔變形滿足要求。

建立各氣缸的局部柱坐標(biāo)系，各缸水平截面的變形情況如圖15-18所示。圖中0度的位置在排氣側(cè)，180度的位置在進(jìn)氣側(cè)，如圖17所示。

圖17 各氣缸局部柱坐標(biāo)系

圖18 第一缸水平截面的變形情況

圖19 第二缸水平截面的變形情況

圖20 第三缸水平截面的變形情況

圖21 第四缸水平截面的變形情況

4 結(jié)論

本文使用發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊壓縮試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)標(biāo)Gasket單元壓縮曲線，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋密封性能進(jìn)行分析，得出主要結(jié)論如下：

1）缸口筋最小面壓發(fā)生在第二缸爆發(fā)時(shí)，最小面壓為128MPa，要求面壓值大于等于128MPa，滿足要求；缸口筋的缸墊振幅最大值為12.4微米，要求最大振幅為28微米，滿足要求；

2）缸孔深度10-30mm的進(jìn)排氣位置的變形量大于其他位置，且失圓形式為外擴(kuò)，四個(gè)氣缸缸孔截面的傅立葉變換后2-8階變形量均未超過變形限值，滿足要求。

[1] 錢多德,曹文霞,錢德猛,姚煒.基于CFD技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊水孔正向開發(fā)[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置,2014,31:14-17.

[2] 路明,朱凌云,范習(xí)民.基于Abaqus的發(fā)動(dòng)機(jī)缸體缸蓋耦合分析[J].計(jì)算機(jī)輔助工程,2013,22:110-112.

[3] 馬寅魏,岑松.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋多場(chǎng)耦合三維有限元分析[J].北京力學(xué)年會(huì),2010:74-77.

[4] 黃鳳琴,李雙清,黃平,張志明等.汽油發(fā)動(dòng)機(jī)缸墊密封性能預(yù)測(cè)研究[J].中國汽車工程學(xué)會(huì)年會(huì),2013:33-35.

[5] 張曉琳,王建軍,徐江濤.接觸力分析系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋墊密封性能研究中的應(yīng)用[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置,2016,06:21-23.

Cylinder block & head performance Research of a turbocharged engine

Zhang Long, Tan Jian, Hu Changliang
( Anhui jianghuai automobile group co., LTD, Anhui Hefei 230601 )

In This paper, compression characteristic test data of anengine cylinder Gasket wascompared with Gasket unit's standard compression curve. This technique was usually used to simulate their sealing performance,especially the cylinder block and head werein an atrocious environment which resulted from recurrent exposion of high temperature fuel gas, and recurrent explosion cause recurrent load. This paper taking the method get the following results: Firstly, the minimum surface pressure of the cylindergasket locate neat the combustioncylinderof Number two when fuel gasexplode,and the minimum pressure satisfies design requirement. Secondly, maximum compression deformationof the gasket 28 μm which satisfies design requirement. Thirdly, under the recurrent load, deformation of cylinder-holeinfluencesgasketsealing performance directly. The displacement of intake and exhaust valve position, and more accurately locating at the cylinder depth 10-30mm,was greater than the other position, and the form of roundness-loss was outspread, 2-8 degree deformation after Fourier transform of four cylinder holes section Were under the design distortion limit.

Gasket unit; The sealing performance; Cylinder bore deformation; Loss of roundness; Gas burst pressure CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)15-66-04

U462.1

A

1671-7988 (2017)15-66-04

張龍，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.15.024