385T 柴油机气缸盖喷油器孔的仿真优化设计*

谢永东 何志刚 许广举

（1-江苏职业联合技术学院苏州建设交通分院 江苏 苏州 215000 2-江苏大学汽车与交通工程学院 3-常熟理工学院汽车工程学院）

引言

随着人们对汽车动力性要求越来越高，发动机的性能指标和强化程度也不断地提高，气缸盖作为发动机最复杂的零部件之一，它与活塞顶及气缸内壁共同组成燃烧室空间，不仅要承载紧固螺栓的机械力作用，还要承受燃气的高温、高压作用和冷热交替应力作用以及气体腐蚀作用[1-4]，这对发动机关键组合部件的结构强度、刚度与可靠性提出了更高的要求[5]，同时气缸盖受到的高温高压分布也很不均匀，这种恶劣工作环境极易产生气缸盖变形和裂纹，影响气缸密封性。研究表明，由于气缸盖触火面与触水面之间、缸盖中央位置与四周相比温差较大，气缸盖各部分厚度不均、形状复杂以及螺栓紧固的束缚等，其应力分布很不均匀[6-7]。在气缸盖中，喷油器孔与气门座孔之间的鼻梁区工作温度最高，且气门阀座及喷油器孔部位结构薄弱，应力更为集中，对气缸盖变形和裂纹影响较大[8]。

本研究重点针对385T 柴油机的气缸盖喷油器孔进行优化仿真分析，使用Pro/Engineer 建立其三维模型,并利用ANSYS 有限元软件对不同结构方案进行有限元对比分析，来获得合适的喷油器孔。

1 建立模型

1.1 模型网格划分

组合件的三维模型包括：气缸盖、压板、压板螺栓、喷油器、气门等，所有的尺寸模型特征均按图样上的名义尺寸进行创建，不考虑铸造或机械加工的偏差。

柴油机气缸盖网格仿真模型在进行数值仿真计算前，需对气缸盖模型进行适当简化，除去不必要的倒角和工艺孔，避免计算出错并使计算更快收敛。为了减少网格数量，缸盖采用单缸模型，并对缸盖的火力面局部细化，关键位置的结果更精确[9]。模型所有零件均采用8 节点四面体来划分网格[10]，完成后的有限元模型单元数为667 807，节点数为812 665，如图1 为网格划分后的模型。

图1 原机网格模型

考虑到有限元网格的划分及本次分析的重点部位为气缸盖喷油器孔，所以对气缸盖喷油器孔、喷油器、压板进行必要的细化。图2 为细化的压板网格图。

图2 压板网格

1.2 材料特性

表1 材料参数

1.3 计算工况

根据实际柴油机不工作和工作时的状态，考虑以下2 种工况。

预紧工况，即为只加螺栓预紧力于气缸盖的情况。

工作工况，即正常工作过程中，气缸盖受到爆发压力时的工况，此时燃气的爆发压力约为17.5MPa。

在2 种不同工况下，所受到的力和力矩如表2所示。

表2 螺栓拧紧力矩及拧紧力

1.4 边界条件

建立模型约束的目的是建立起各零件之间的相互位置关系，从而确定其在模型中所处的初始位置，约束定义了各部分自由度之间的约束关系。由于缸盖选取单缸模型，只考虑施加在单缸的4 个气缸盖螺栓孔处x、y、z3 个方向的约束。

2 计算结果分析

为了获得最优的喷油器孔结构，现考虑如下几种方案，通过分析比较各方案下喷油器孔所受应力情况，获取最终的喷油器孔结构。

方案1：原机喷油器孔下部为锥面，无垫片，其结构如图3 所示。

图3 方案1 喷油器孔结构图

方案2：在原机基础上将喷油器孔加深，并将喷油器孔下部的锥面改为平面，更换喷油器，并在此基础上加铜垫片，适当改变压板尺寸，使之适应新喷油器，其结构如图4 所示。

方案3：在方案2 基础上，改变压板结构，使压板偏压喷油器中心大约1mm，其安装位置如图5 所示。

2.1 方案1 与方案2 的比较

工作工况下，方案1、2 所受综合应力如表3 所示。通过对比可知，方案2 中喷油器孔的受力面的应力有所减小，且其应力分布趋势有所不同，但两个方案均存在偏压现象。

图4 方案2 喷油器孔结构

图5 方案3 喷油器压板安装位置

表3 喷油器孔综合应力分布情况（方案1 与方案2 的比较）

预紧工况下，方案1、2 所受综合应力如图6 所示。通过对比可知，该工况下，原出现偏压现象的部位应力分布较均匀，由此推断，该受力面上出现的偏压现象，是由于爆发压力导致气缸盖变形造成的。进一步分析2 个方案的结构图可知，方案1 中喷油器头部圆柱面与喷油器孔不存在间隙，而方案2 中存在约0.3 mm 的间隙，这使得高压气体进入该间隙后产生压力，影响应力分布，故而方案1、2 中喷油器孔受力面的应力分布趋势有所不同，且喷油器孔头部应力有所增大，但其应力值不大，由此破坏的可能性不大。

图6 方案2 预紧工况下喷油器孔受力云图

为进一步考察气缸盖喷油器孔的受力情况，取喷油器孔受力面上部分节点进行应力考察，即为受力面纵截面（如图7 所示）和横截面（如图8 所示）的交点。

图7 方案1、2 中受力面纵截面示意图

图8 喷油器孔受力面横截面受力点选取

方案1、2 在不同工况下，其受力面上部分节点的综合应力如表4 所示，与方案1 相比，方案2 中喷油器孔受力面在预紧工况和工作工况下的应力均有所减小。

表4 方案1 和方案2 中喷油器孔受力面上部分节点综合应力比较

续表

进一步分析工作工况下，2 个方案的综合应力（如图9 所示）可知：在工作工况下的应力最大降幅可高达49%。

图9 工作工况下方案1 与方案2 综合应力比较

综上所述，将喷油器孔加深，并将受力面由锥面改为平面后，该处机械应力大幅下降，有利于减小缸盖变形。但应保证喷油器压板位置正确，根据以上计算结果得知，喷油器压板位置对该位置应力影响较大。

2.2 方案2 和方案3 计算结果比较

原机中，喷油器与喷油器孔装配时，受力面为圆锥面，具有自定心功能，但方案2 中改为平面之后，其自定心功能丧失。因此在装配过程中，若喷油器压板安装位置不正确，则很可能影响该受力面的压力分布，产生偏压现象。故有必要对喷油器的安装位置不正确时（即方案3）进行应力分析。

图10、图11 分别为方案3 在预紧工况和工作工况下的应力分布云图。

图10 由于装配原因造成的偏压

图11 方案3 工作工况下，喷油器孔受力云图

表5 为方案3、方案2 在预紧工况和工作工况下，其应力对比图。

表5 方案3 与方案2 应力对比

综合分析图10、图11 和表5 可知：方案3 在预紧工况下存在明显的偏压现象，且该偏压现象也进一步导致在工作工况下各纵截面受力不均匀的加剧，使得缸盖变形增大。故应保证在装配中，喷油器压板位置正确。

3 结论

通过分析可以得出：更换喷油器，并对喷油器孔结构做相应更改后，喷油器孔受力面处的机械应力减小，最大降幅达49%，有利于减小缸盖变形，但是由于喷油器头部和喷油器孔头部存在间隙，使得高压燃气能够进入，从而该处的应力略有增大，但由此导致破坏的可能性很小。更换喷油器前后，由于燃气作用，喷油器孔受力面上均存在一定程度的偏压现象，但不是很严重；压板位置的正确性对喷油器孔受力面的应力分布影响很大，若位置不正确，则会使该受力面上的偏压现象更加明显。