氣缸蓋疲勞開裂載荷機理分析與研究

李鵬，周海濤，王根全，呂振國，胡定云，文洋

(1.中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400；2.河北工業(yè)大學，天津 300400)

氣缸蓋的服役條件惡劣，受力狀況復雜，同時承受螺栓強約束和交變高溫高壓燃氣沖擊。氣缸蓋結構復雜，內(nèi)部包含復雜曲面造型的進排氣道和冷卻水腔，由于結構限制和功能需求，會出現(xiàn)壁厚不均勻的結構突變，更容易產(chǎn)生應力集中現(xiàn)象[1-5]。某型柴油機氣缸蓋在試驗過程中多次出現(xiàn)同一位置的疲勞開裂故障，裂紋出現(xiàn)在水腔與進氣道之間的進氣道壁，導致水腔和氣道連通，使得冷卻液從水腔流入進氣道，隨著氣門的開啟流進氣缸內(nèi)，引起拉缸、氣門折彎等故障。

由于空間受限，開裂區(qū)域無法通過試驗方法測試應力。且開裂位置為進氣側，排氣側與進氣側結構相似，但工作溫度更高，卻從未出現(xiàn)開裂情況，該問題一直困擾設計人員。為此，本研究利用仿真分析手段，通過載荷機理分析探尋氣缸蓋在工作載荷作用下的受載情況，明確開裂區(qū)域的承載特性，為后續(xù)的結構抗疲勞設計提供方向和支撐。

1 氣缸蓋開裂故障介紹

某柴油機氣缸蓋在多次試驗過程中出現(xiàn)同一位置的疲勞開裂故障，對氣缸蓋進行解剖探傷，開裂情況見圖1。裂紋位于噴油器安裝孔附近的進氣道壁與底板連接部位，通過斷口分析發(fā)現(xiàn)，裂紋萌生于水腔側的進氣道壁，擴散貫穿進氣道壁，導致進氣道壁的作用失效,如圖2所示。

圖1 氣缸蓋開裂位置

圖2 氣缸蓋裂紋擴展

2 氣缸蓋承載特性分析

2.1 有限元分析模型建立

該氣缸蓋在同一位置多次出現(xiàn)開裂故障，并非偶發(fā)故障。因此，必須從結構設計角度來探尋氣缸蓋的開裂機理。利用仿真分析手段,能夠迅速、準確、直觀反映氣缸蓋在工作載荷下的承載情況[6]，為后續(xù)結構抗疲勞設計提供方向，并為結構抗疲勞設計方案的取舍和對比提供支撐。

根據(jù)實際裝配關系，建立仿真分析模型(見圖3)。有限元模型包括缸蓋、進排氣門、氣門導管、缸蓋螺栓、氣缸墊和氣缸體等部件，其中對缸蓋火力面等關鍵區(qū)域進行了網(wǎng)格細化，模型總單元數(shù)目約為221萬，總節(jié)點數(shù)約為264萬，其中，氣缸蓋單元數(shù)目約為146萬，節(jié)點數(shù)約為202萬。因該氣缸蓋為六缸一蓋的整體式結構，相鄰兩缸之間共用缸蓋螺栓，為減小計算規(guī)模，取3個缸進行計算，同時，在剖切面處建立對稱約束。

圖3 氣缸蓋仿真分析模型

2.2 氣缸蓋溫度場分析

2.2.1 冷卻水腔換熱邊界

該氣缸蓋每缸單獨進回水。故在計算時，僅需建立一缸模型進行流場分析。對氣缸蓋-機體-缸套組成的組合模型進行流體網(wǎng)格劃分，基本網(wǎng)格大小為3 mm，并對關鍵區(qū)域網(wǎng)格進行加密，水套入口設置質(zhì)量流量邊界，出口為自由流動，采用固定壁面模型。冷卻水套傳熱系數(shù)分布見圖4a。由于結構網(wǎng)格與流體網(wǎng)格不同，將流場分析結果映射至結構網(wǎng)格上，映射后水套的傳熱系數(shù)如圖4b所示。

圖4 冷卻水腔表面換熱邊界

2.2.2 火力面換熱邊界

本研究通過分區(qū)方法定義火力面對流換熱邊界條件，對流換熱邊界條件(燃氣溫度和表面?zhèn)鳠嵯禂?shù))基準值通過發(fā)動機一維性能模擬計算獲得。

結合燃燒室空間結構，火力面熱邊界分區(qū)見圖5a，共劃分4大塊區(qū)域，分別位于進氣門之間、排氣門之間，及進、排氣門之間[7-8](對應圖5a中ININ、EXEX、INEX-A和INEX-B 4個區(qū)域)。各區(qū)傳熱系數(shù)沿著半徑方向的分布規(guī)律如圖5b所示，圖中橫坐標為實際位置相對缸徑的比值，縱坐標為局部傳熱系數(shù)與當量平均傳熱系數(shù)的比值。其中，ININ區(qū)域傳熱系數(shù)最小，EXEX區(qū)域傳熱系數(shù)最大，火力面熱邊界條件滿足式(1)要求，最后通過軟件編程實現(xiàn)了對火力面網(wǎng)格熱邊界條件的映射。

圖5 火力面換熱邊界

(1)

式中：r為氣缸半徑；h(r)為半徑r處的當量傳熱系數(shù)。

2.2.3 其他區(qū)域換熱邊界

其他換熱邊界根據(jù)經(jīng)驗值采用恒定熱邊界條件，如表1[9-11]所示。

表1 其他區(qū)域換熱邊界條件

2.2.4 溫度場計算與分析

為保證氣缸蓋溫度場仿真結果的準確性，采用熱電偶測溫方法進行氣缸蓋實機溫度場測試，熱電偶布置見圖6。仿真計算時，首先根據(jù)上述換熱邊界，進行實機測溫工況的溫度場初步計算，并依據(jù)測溫結果微調(diào)換熱邊界，氣缸蓋仿真溫度與實測溫度對比見圖7。最大偏差點為P12，最大偏差為4.4%，滿足小于5%的要求。

圖6 測量點布置

圖7 溫度仿真值與測量值對比

氣缸蓋最高溫度出現(xiàn)在兩個排氣門之間的鼻梁區(qū)域火力面與座圈交界面處(見圖8)。冷卻水腔的最高溫度出現(xiàn)在排氣側鼻梁區(qū)，最高溫度為163 ℃，氣缸蓋裂紋起始區(qū)域溫度110 ℃(見圖9)。水腔頂部溫度接近冷卻水溫。

圖8 氣缸蓋溫度分布云圖

圖9 冷卻水腔溫度分布云圖

2.3 氣缸蓋應力應變分析

結合應力分析和疲勞分析結果，在缸蓋頂面選取T1～T10觀察點，在底面選擇B1～B8觀察點，在水腔表面選擇W1～W10觀察點，詳細見圖10。其中，W1和W2為實際工作中的開裂區(qū)域，即兩支進氣道壁與底板相交處，W3和W4為兩支排氣道壁與底板相交處，用以說明進排氣道壁的承載差異。

圖10 氣缸蓋疲勞強度結果觀察點

在溫度場分析的基礎上，對氣缸蓋進行熱機耦合分析，以評價氣缸蓋在不同工作載荷下的應力及變形情況，同時為后續(xù)的疲勞分析提供載荷邊界。為此，分別計算氣缸蓋在裝配載荷工況、裝配載荷+熱載荷工況、裝配載荷+熱載荷+氣體力載荷工況下的應力，不同工況下氣道壁觀察點的應力值與抗拉強度的比值見圖11。由圖11可知，裝配載荷作用下，氣道壁的應力值較低；當溫度載荷作用后，氣道壁呈現(xiàn)拉應力，但進氣側觀察點的拉應力為排氣側的2～4倍；當氣體力進一步作用下，氣道壁轉變?yōu)閴簯?。在各工況下，氣道壁的應力水平遠低于氣缸蓋材料的抗拉強度，分析表明，氣缸蓋開裂不是應力過高所致。

圖11 氣道壁觀察點應力

圖12示出各載荷單獨作用下觀察點的應力值與熱機耦合應力的比值(為正表示單獨載荷作用應力與熱機耦合應力方向相同；為負表示單獨載荷作用應力與熱機耦合應力方向相反)。由圖12可知，熱載荷與熱機耦合應力的作用方向相反，氣體力載荷與熱機耦合應力的作用方向相同，且氣體力載荷比熱載荷對氣道壁的熱機耦合應力影響更大。

圖12 各載荷對熱機耦合應力的影響

3 氣缸蓋疲勞特性分析

通過材料疲勞參數(shù)形成Haigh疲勞極限圖，基于該圖進行有限元分析模型中各個節(jié)點的疲勞強度計算。首先需計算出氣缸蓋各節(jié)點危險截面上的最大工作應力σmax及最小工作應力σmin，據(jù)此計算出工作平均應力σm、工作應力幅σa及應力比R。然后，在構件極限應力線圖上即可找到對應于坐標(σm，σa)的一個工作應力點P，如圖13。安全系數(shù)計算時所用的極限許可應力是零件的極限應力曲線上與工作應力點P對應的某點Q所代表的應力。按等應力比即R=C的情況計算安全系數(shù)，Q點為坐標原點O與工作應力點P的連線OP所在直線與極限應力線的交點。在確定點Q后，疲勞安全系數(shù)按下式計算式[12-16]：

圖13 修正前后的Haigh疲勞極限圖

(2)

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

將應力應變分析結果作為疲勞強度分析的載荷邊界，同時結合氣缸蓋材料的疲勞性能參數(shù)，基于FEMFAT商用軟件對氣缸蓋進行疲勞特性分析。在分析過程中，能夠同時考慮溫度、應力梯度、平均應力、表面粗糙度等對疲勞安全系數(shù)的影響。

各觀察點在循環(huán)基數(shù)為2 500萬次下的疲勞安全系數(shù)見表2。

表2 氣缸蓋各觀察點的疲勞安全系數(shù)值

由表2可知，氣缸蓋疲勞安全系數(shù)最低的位置與實際開裂區(qū)域一致，即分析模型中的水腔表面觀察點W1和W2，數(shù)值為1.02和1.07。雖然安全系數(shù)大于1，認為滿足設計要求，但安全裕度較低。且在仿真分析過程中，不能考慮鑄造缺陷對疲勞安全系數(shù)的影響，因此，若鑄件質(zhì)量較差，則容易導致開裂部位的疲勞安全系數(shù)小于1。排氣道壁觀察點W3和W4的疲勞安全系數(shù)為1.3和1.31。

4 氣缸蓋開裂載荷機理分析

在溫度場分析、應力應變分析、疲勞特性分析的基礎上，從載荷機理角度分析導致氣缸蓋開裂的主要原因。

在熱載荷作用下，氣缸蓋火力面產(chǎn)生向氣缸內(nèi)的膨脹，導致進排氣道壁呈現(xiàn)拉應力，但排氣側的熱負荷遠高于進氣側，排氣側的熱變形對進氣道壁產(chǎn)生拉伸作用，使得進氣道壁的拉應力進一步增大，為排氣道壁拉應力值的2～4倍。因此，從受力角度分析，進氣道壁的受力狀態(tài)更為惡劣。不同工況下氣缸蓋的應力和變形云圖見圖14。

圖14 不同工況下氣缸蓋的應力和變形云圖

隨著工作循環(huán)的進行，熱載荷和氣體力載荷共同作用，組成疲勞載荷譜。由于工作循環(huán)變化快，缸內(nèi)溫度基本保持不變，因此氣缸蓋承受的熱載荷基本為定常載荷，主要影響氣缸蓋的平均應力。氣缸蓋承受的氣體力載荷隨著工況的變化而變化，主要影響氣缸蓋的應力幅。開裂區(qū)域承受的疲勞載荷譜見圖15。

圖15 開裂區(qū)域疲勞載荷譜

氣道壁觀察點的平均應力、應力幅、疲勞安全系數(shù)云圖如圖16所示，具體數(shù)值如表3所示。由表3可知，發(fā)生開裂的兩支進氣道壁與底板相交區(qū)域的疲勞安全系數(shù)分別為1.02和1.07。與未開裂的兩支排氣道壁與底板相交區(qū)域的疲勞安全系數(shù)相比，約低30%。這是由于排氣道壁與底板相交區(qū)域的平均應力承壓，而進氣道壁與底板相交區(qū)域的平均應力承拉，且應力幅較排氣道壁與底板相交區(qū)域約高30%。

圖16 氣缸蓋開裂區(qū)域疲勞特性云圖

表3 氣缸蓋開裂區(qū)域附近疲勞特性

如圖13所示，在疲勞理論中，由材料本身的疲勞材料參數(shù)構成等強度線，當觀察點位于等強度線內(nèi)部時，視為安全，反之視為失效。當觀察點平均應力越大時，橫坐標沿X軸向右移動，疲勞安全系數(shù)越低；當觀察點的應力幅越大時，縱坐標沿Y軸向上移動，疲勞安全系數(shù)越低。因此，該氣缸蓋進氣道壁與底板連接部位比排氣道壁與底板連接部位更易失效。

5 結束語

氣缸蓋開裂表現(xiàn)為疲勞載荷作用下的失效，在后續(xù)的結構改進設計中，應考慮提高進氣道壁周圍區(qū)域的剛度，以抵抗由熱載荷產(chǎn)生的熱應力和由氣體力載荷產(chǎn)生的熱機耦合應力，從而減小平均應力和應力幅，實現(xiàn)提高疲勞安全系數(shù)的目的。