基于热机耦合的气缸盖结构优化设计

张 敏，张 翼，张钦修

(中北大学 机械与动力工程学院，太原 030051)



基于热机耦合的气缸盖结构优化设计

张 敏，张 翼，张钦修

(中北大学 机械与动力工程学院，太原 030051)

发动机缸盖的结构对其工作可靠性有很大的影响，为提高缸盖的强度，首先建立了缸盖的三维模型，然后基于热机耦合原理分析了该缸盖结构的温度场与应力场，随后采用数值分析的正交实验法，构建了6因素5水平的正交实验表，通过极差分析方法中的综合平衡法得到缸盖关键部位尺寸的最优组合，最后对最优尺寸缸体结构进行了有限元仿真，结果表明，优化尺寸后的应力值比原始结构降低了15%，为缸盖的结构设计提供了一定的参考。

气缸盖；热机耦合；正交实验；结构优化

0 引言

气缸盖是内燃机中形状最复杂的主要零件之一，它与活塞顶及气缸内壁共同组成燃烧室[1-2]。气缸盖的工作条件非常恶劣，不仅承受着气体作用力而且还承受着气缸盖螺栓预紧力，另外由于燃烧室内的燃气和冷却水的作用使气缸盖各部分温度分布不均匀，导致气缸盖承受很大的机械应力和热应力[3]。而气缸盖结构尺寸对其应力分布有很大影响，刘震涛等人通过增加或者减少缸盖进出排气口处的上水孔个数和改变上水孔的截面积大小，对不同区域上水孔进行优化，再将优化的方案进行叠加组合得到最优结果[4]。吴波等人提出了评估气缸盖热强度的C2 因子，验证了增加冷却液进口流量的方式并不利于提高气缸盖鼻梁区的抗热疲劳能力[5]。张全中等人骨架式气缸盖设计喷油器安装孔结构和顶板加强筋与缸盖螺栓安装孔共同构成了气缸盖的主承力结构，得到了主承力结构的调整对气缸盖的热机耦合应力分布具有较大影响[6]。以上学者提出的一些方法基本上从几何结构改变进行研究，在缸盖材料应用方面现在一般在铸铝和铸铁之间选择，新材料研究工作进展缓慢[7-8]，因此利用有限元仿真分析和数值优化结构分析方法是比较现实良好的方法。本文利用有限元分析与正交实验数值优化方法正确分析气缸盖的温度场、热机耦合应力场并找到最优的气缸盖结构尺寸，对于气缸盖可靠性的提高及结构设计优化提供一定参考。

1 缸盖有限元模型

1.1 网格划分

在保证不影响计算结果的前提下，对气缸盖等组合结构的三维模型进行了必要的简化和几何清理。采用四面体单元对气缸盖、机体、缸套等进行网格划分，气缸盖单元尺寸设定为4mm，机体的尺寸设定为14mm，缸套的尺寸设定为10mm，其余螺栓和气门座圈等的尺寸设定为3mm，气缸盖三维模型及有限元模型如图1所示，装配体有限元的模型的网格节点数为1705803个，网格单元数为1131172个。

图1 气缸盖网格模型

1.2 边界条件

由于气缸盖的火力面直接与高温燃气相接触，且传给冷却水的大部分热量是通过气缸盖传出的，因此控制气缸盖火力面局部区域的温度是十分重要的，所以在气缸盖的结构改进设计上，必须首先对气缸进行温度场分析，柴油机气缸盖处于高温高压等复杂的工况下，实际影响热边界条件的因素很多，无法准确求解出。本文利用第三类边界条件计算得到气缸盖温度场，可以用下列公式计算得到:

(1)

燃气综合平均温度是以燃气为基础的温度，它与hm的关系式为：

(2)

式中：hg—缸内燃气瞬时换热系数，φ—曲轴转角，hm—缸内平均换热系数，Tg—缸内瞬时燃气温度，Tres—燃气综合平均速度。

气缸盖进、排气道中气体流动时，气道壁与气体的换热系数按如下公式进行估算：

(3)

(4)

式中：h—气阀升程；d—阀座内径；dm—气道平均直径；Tw—气道壁温；m—气体质量流量。

表1 固体域换热边界条件

通过公式(1)～公式(4)得到换热边界条件，并通过实验对比修正，得到了气缸盖不同位置的换热系数，如表1所示，此时计算得到的气缸盖温度场与实验结果的对比见表2，最大误差为0.40%。气缸盖温度场考察点布置了如图2所示1～8，8个测点。

图2 温度考察点位置

测试位置实测值/K仿真值/K相对误差/%1462.16461.280.192503.90504.670.153487.66489.590.394497.46496.120.265492.13490.940.246501.53502.180.137480.88478.910.418491.56492.230.14

2 热机耦合分析

2.1 缸盖温度场分析

根据表1计算的边界条件，用Workbench软件计算得到气缸盖的温度场如图3所示，从图中可以看出，气缸盖温度变化较为剧烈，主要受热面分布在火力面以及排气门间“鼻梁区”部位，其最高温度达到531.55K，排气门间“鼻梁区”的平均温度为517.26K左右，高于进气道间的平均温度498K，这是由于排气门间受到高温废气的加热，其温度相对较高。

图3 气缸盖火力面温度场

2.2 热应力分析

温度的分布不均必然引起材料内部膨胀，由此引发热应力。由图4热应力云图可以看出整个气缸盖所受热应力主要集中在与燃烧室接触的火力面处，此处受到高温燃气的频繁作用，温度变化较大，容易引起应力集中。其中热应力最大值出现在了进、排气门之间的鼻梁区，进气温度与排气温度的高温差，使得进气门与排气门之间的两个鼻梁区热应力达到了247MPa 。由图还可以看出，两进气门之间的鼻梁区比排气门之间的要大，这主要是由于进气温度与缸内燃气温度温差较大，所以此处热应力达到了210MPa左右。

图4 热应力等效应力云图 图5 热机耦合应力云图

2.3 热机耦合应力场分析计算

在热机耦合作用下，气缸盖所承受的应力不仅有螺栓预紧力、燃气的爆发压力还有气阀的过盈余力。其中螺栓预紧力是用来保证缸盖与机体的紧密相连和保证气缸盖的密封性；本文取燃气爆发压力为18.5MPa。由图5可以看出其应力值最大为270MPa,位于火力面进、排气门之间的鼻梁区位置；等效应力较大位置还分布在喷油器座孔处。

图5给出了气缸盖的热机耦合应力云图，在该图中，会发现最大应力值出现在两排气道交汇处，由于网格划分不均匀或者三维实体模型简化存在误差导致该点的应力值出现了奇异值，在实际工作中是不会出现该情况的，因此忽略掉该奇异点，研究其他的高应力区域。

根据温度场、应力场等工况计算结果，在气缸盖的高应力区域确定最高应力点作为考察点，缸盖各工况时等效应力具体考察位置如图2所示，通过分析得到在进排气门鼻梁区之间所承受的应力值最大，主要因素为进气门与排气门之间的温差太大，导致产生较大的热应力，由于该区域本身结构厚度较小，受燃气爆发压力和过盈余力等作用且温度最高，因此该区域变形较大，容易形成疲劳破坏，因此布置了如图2所示的三个测点：测点9、测点10、测点11。测点9代表鼻梁区的右侧排气门与进气门之间的应力变化区域，侧点10代表了鼻梁区的左侧排气门与进气门之间的应力变化区域，测点11代表了两个温度场很大的应力区域。

3 正交实验设计

3.1 因素与目标

正交试验设计(Orthogonal experimental design)是研究多因素多水平的又一种设计方法[9]。它是根据正交性从全面试验中挑选出部分有代表性的点进行试验，这些有代表性的点具备了“均匀分散，齐整可比”的特点。本文选取缸盖底板中心厚度A、拱板半径B、鼻梁区宽度C、距底平面距离D、V型角度E、冷却水流量[10-12]F6个参数来进行的正交表设计如表3所示。

表3 气缸盖6水平5因素的正交实验表

续表

3.2 正交试验结果分析

通过正交实验表得到测点9、测点10、测点11的极差分析结果分别如表4、表5、表6所示。

表4 测点9极差分析结果

表5 测点10极差分析结果

表6 测点11极差分析结果

(1)当测点9和测点10取B3时，得到的均值变化率为0.6%和1.75%，当测点11取B5时，变化率为4.3%得到测点9与测点10的变化率之和小于测点3，因此应该选择B3作为最优水平。

(2)对于测点9和测点10取E2时，得到的均值变化率0.33%和0.33%，当测点11取E4均值变化为 0.91%，得到测点9与测点10的变化率之和小于测点11，因此应该选择E2作为最优水平。

(3)对于测点9和测点11取F5时，得到的均值变化率为0.7%和2.7%，对于测点10和测点11取F3时，得到的均值变化率为2.1%和2.7%，对于测点9和测点10取F1时，得到的均值变化率为4.7%和4.5%，因此应该选择F5作为最优水平。

3.3 缸盖最优设计参数选取

当我们得到的最优组合中有相同的因素，则直接选取此因素作为最优因素，通过正交实验表得到测点9的初步最优水平组合为A1B5C5D4E4F3，测点10为A1B5C5D4E4F5，测点11为A1B3C5D4E2F1，由于得到的3组最优组合不相同，需要利用综合平衡法来得到最优组合，由于6个因素中只有B，E，F三个因素对不同测点产生矛盾的结果，因此需要重点分析这三个因素，其它三个可以直接得到同一最优结果。

3.4 方案验证

根据分析出的最优尺寸建立新的缸盖几何模型，并进行了温度场以及热机耦合应力有限元分析。得到缸盖改进尺寸后的热机耦合应力总体降低在15%到18%之间，然后与缸盖原始尺寸下的所受热机耦合应力仿真结果进行对比分析得到如表7所示。

表7 改进后热机耦合应力对比

通过气缸盖结构优化后的有限元仿真结果，表明了利用正交试验极差综合分析法减少气缸盖热机耦合应力的有效性。得到了在满足气缸盖结构强度要求的情况下提高火力面鼻梁区宽度，降低中心厚度，增大冷却水流速等方式可以提高缸盖的抗疲劳性，可以为我们后续对发动机气缸盖底板，冷却水套，活塞结构等所受交变热应力载荷复杂的结构优化进行参考，只要选择影响发动机某一部件结构应力变化的多个物理参数，包括局部厚度、长宽、气门锥角等，分析后可以直观得到评价所求目标值对各结构参数的敏感程度，得到较优的抗疲劳结构设计依据。

4 结论

本文以某V 型柴油机的气缸盖为研究对象，建立了气缸盖的有限元模型，在气缸盖的顶板区域建立了8个温度场考察点和3个应力考察点，基于正交实验综合分析法选取气缸盖底板中心厚度、拱板半径、鼻梁区宽度、冷却水流量等6个影响气缸盖结构强度的参数进行研究，构建了6参数5水平的正交表来进行分析，得到一组最优参数尺寸作为缸盖的设计选型参考依据，最后对经过改进后的缸盖尺寸模型进行热机耦合分析，可以观察到在气缸盖火力面处鼻梁区域热机耦合应力下降最大幅值为49.8MPa，降幅比为18.20%，有效的降低了鼻梁区的热机耦合应力，验证了该方法的正确性，对发动机的其它部件热机耦合应力分析以及结构优化具有一定的参考意义。

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(编辑 李秀敏)

Structure Optimization Design of Cylinder Cover Based on Thermo Mechanical Coupling

ZHANG Min，ZHANG Yi，ZHANG Qin-xiu

(School of Mechanical and Power Engineering，North University of China，Taiyuan 030051，China)

The structure of engine cylinder head has a great influence on its reliability. Firstly, 3D model of the cylinder head is established in order to improve the strength of cylinder head, then based on the principle of thermo mechanical coupling analysis of the temperature field and stress field of cylinder head structure. With using the orthogonal experiment method to construct 6 factors and 5 levels orthogonal experiment table. By range analysis method in the comprehensive balance method to obtain the optimal combination of the key parts of the cylinder head size. Finally, the optimal size of cylinder structure is analyzed by finite element simulation, the stress value of the optimal size than the original structure is reduced by 15% and providing a certain reference for the structure design of cylinder head.

cylinder head；thermo mechanical coupling；orthogonal experiment；structural optimization

1001-2265(2017)06-0126-04

10.13462/j.cnki.mmtamt.2017.06.032

2017-01-08；

2017-02-17

山西省应用基础研究项目(201601D021085)

张敏(1990—)，女，山西偏关县人，中北大学硕士研究生，研究方向为车用发动机强度分析与动态结构设计；通讯作者：张翼(1969—)，男，河北平山县人，中北大学副教授，博士，研究方向为动力机械结构强度，(E-mail)zhangyi@nuc.edu.cn。

TH122;TG65

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