85Cr18Mo2V柴油机进气门力学模型的建立及有限元分析*

胡 巍

（湖南财经工业职业技术学院，湖南 衡阳 421001）

随着技术的进步，柴油机的工作强度越来越大，因此，对其工作部件的要求也越来越高。气门作为发动机的关键部件，其能够正常稳定工作尤为重要。目前，气门断裂失效的问题比较突出，其失效很可能会导致发动机大修甚至是报废，给用户造成重大损失，同时也影响了企业声誉。气门颈部断裂是比较常见的失效方式，气门颈部存在过渡圆弧，容易造成局部应力集中，因此，合理的颈部结构是保障气门优秀质量的必要前提。利用有限元软件Abaqus对气门工况进行模拟，探究颈部应力集中程度及应力分布情况，进而为气门失效分析及结构参数优化提供参考，就显得十分必要[1-3]。

1 整体分析思路

进气门工作状况有限元分析思路，如图1所示。

图1 整体分析思路

2 有限元模型的建立

2.1 气门盘部热-应力耦合分析理论基础

耦合分析是指考虑了两种或两种以上物理场的交叉作用和相互影响的有限元分析。比如压电分析考虑电场与结构的相互作用。又如热-应力分析，是根据物体的热胀冷缩原理，由于温度分布不均，通过计算可以得到结构中的热应力。其他的耦合分析还有流体-结构耦合分析、热-电分析、磁-热耦合分析等[4]。

耦合分析的方法具体可以归纳为两种：直接耦合法和顺序耦合法。

2.1.1 直接耦合法

直接耦合解法不需要分步设置求解，只要通过一次参数设置，使几个过程同时进行，直接得出耦合分析结果。在这种情形下，耦合实际上就是要得到必要物理量的单元矩阵或载荷向量。比如在压电分析中，常用的单元有SOLID98、PLANE13等。

2.1.2 顺序耦合法

顺序耦合方法就是按一定的顺序对不同物理场进行分步求解，前者分析得到的结果可以作为后者的载荷，通过如此方式进行耦合。热-应力耦合分析是最常见的顺序耦合的例子，先通过热分析得到各节点温度，在后续的结构分析中把节点温度作为载荷与其他载荷一道施加到模型上，求解得到应力分布的结果。

2.1.3 直接法与顺序法应用的场合

顺序耦合与直接耦合各有优势，因此要求不一样，选择的方法也不尽相同，顺序耦合适应于相互作用非线性程度不是很高的耦合，相互耦合的两个物理场之间可以独立求解，求解起来也更灵活，更有效。在本例热-应力耦合分析中，选择的是顺序耦合法，首先进行非线性稳态热分析，得到模型节点温度分布，然后把节点温度作为载荷与其他载荷一道施加到模型上，进行线性静力分析。相互耦合的两个过程可以交替进行，直到结果收敛到所需精度为止。

直接耦合应用在相互作用非线性程度较高的耦合分析中，仅通过一次分析就能求解得到结果。因此，不需要为不同的物理场分别选择单元，有专门的单元可供选择，如压电分析的SOLID98、PLANE13，MEMS分析的TRANS126等。直接耦合的例子还有关于流体流动的传热分析和电路电磁分析。本文采用顺序耦合法。

2.2 三维模型的建立

首先利用SolidWorks建立进气门三维模型，该失效试验样品尺寸参数如图2所示，其盘部外圆直径的尺寸为Ø55 mm，过渡圆弧尺寸R为15 mm，过渡锥角为15°。依照尺寸图建立三维模型，如图3所示。

图2 进气门的尺寸参数

图3 进气门三维模型

2.3 网格的划分

将建立的三维模型以IGS格式保存，并将其导入到Abaqus中，为了简化分析，这里只考虑背锥角和过渡圆弧半径对颈部结构的影响。划分网格前需要对模型单元进行设置，选择单元类型时需要针对气门的实际情况进行选择，由于气门属于回旋对称结构，为了计算更加精确，可以选择二次单元DC3D20和C3D20R。DC3D20是三维20节点线性传热六面体单元，每个单元都有各自的温度自由度，20个节点组成的单元具有相对较完整的温度形状，适用于边界为曲线的模型，可以应用于三维稳态或瞬态热分析。C3D20R是三维20节点线性六面体实体单元，是C3D8R的高阶形式，在计算时，允许不规则的形状存在，该单元同样具有20个节点。因此，出现形状偏移时，其兼容性好，每个节点存在三个位移自由度（x，y，z），适合曲线边界的模型，此外，本单元可以发生塑变、大应变、应力刚化、蠕变、大变形[5]。首先要进行热分析，因此选择DC3D20单元，为了提高计算精度，模型网格用Hypermesh进行划分，由于气门是对称结构，设置粗糙程度为6，单元尺寸为0.5，单元形状为六面体，选择自底向上的网格划分技术，这里采用扫掠网格划分的方法。网格划分结果如图4所示。

图4 网格划分结果

2.4 热分析

由于热-应力耦合是非线性程度不是很高的耦合，相互耦合的两个物理场之间可以独立求解，故本例采用间接耦合法。先进行稳态热分析，在分析步中新建稳态热分析，得到其传热的温度分布，然后再进行结构分析，把热分析得到的结果作为结构分析的载荷进行添加，最终计算出结果[6]。

1）气门材料参数的设置。本文所研究的是85Cr18Mo2V进气门，其材料性能参数为弹性模量226 GPa，密度7.7 g/cm3，泊松比0.3，比热容500 J/（kg·K），热传导系数21 W/（m2·℃），如图5所示。

图5 材料性能参数

2）按照第三类边界条件，对模型与周围的表面换热系数H和流体温度T进行设置。经验公式[7-8]如下：

根据经验公式以及发动机实际参数，并根据该柴油机的实际工况可得到其进气门的传热边界，如表1所示。

表1 进气门热边界条件

3）由上述求解，得到进气门稳态温度分布，如图6所示。由分析结果可知，达到稳态后，进气门盘部与颈部的过渡区温度最高，达到714.87 ℃，气门杆的温度最低，只有160 ℃，同时，可以看出气门不同部分温度分布差异比较明显。温度过高容易导致气门烧蚀，在落座力的冲击下也会出现断裂失效；温度过高同样会致使锥面磨损严重，气门的密封性变差，最终导致发动机不能正常工作。从温度分布的结果来看，气门锥面的温度小于最高温度，是因为气门座带走了部分热量。

图6 进气门稳态温度分布

2.5 耦合分析

2.5.1 网格划分

在分析步中建立结构分，设置网格属性时选择C3D20R单元，其他设置与热分析相同。

2.5.2 材料参数

材料属性设置与热分析相同。

2.5.3 边界条件的设定

一般认为气门在落座时，气门盘部处于理想弹性状态，因此盘部只有径向位移，没有轴向位移，故需要对锥面进行Y方向的位移约束。而气门锁夹槽受到夹具的作用，故其只有轴向位移，锁夹槽X、Z方向上的位移设置为0。由于受到气门座圈的作用，因此对气门座与气门座圈的接触面Y方向的位移进行约束。发动机工作时，气门弹簧座通过锁夹把气门杆锁住，此时，气门只有轴向位移，同时要对气门锁夹与气门杆的接触面进行X、Z方向位移约束[9-10]。

2.5.4 载荷的加载

发动机进气门与排气门处于不同的工况下，进气门受到的温度压力工况比排气门复杂[2]。气门落座时受到的冲击载荷比较大，其受力状态如图7所示，气门落座力的计算公式如下：

图7 气门落座状态受力分析

其中，M为气门等效质量；C为摩擦阻尼系数；K为气门弹簧刚度；F0为气门预紧力。

根据式（3）得到气门落座力FN＝2 664 N，气门关闭时，气门盘部受到燃气的压力P＝15 MPa，假设盘部端面上的气压均匀分布。由于整个锁夹槽曲面并不都是接触区域，气门锁夹与气门锁夹槽的实际接触面积大约是锁夹槽曲面面积的0.4倍，因此，设定接触比例因子为0.4，预紧力作用在0.4倍的锁夹曲面上。其弹簧预紧力FS＝507 N。

2.5.5 温度载荷的添加

把热分析得到的结果作为载荷添加到模型，最后进行求解，分析流程如图8所示。

图8 气门盘部热-应力耦合分析流程

3 有限元结果分析

通过后处理可得到进气门颈部热-应力耦合分析结果。气门等效应力分布云图如图9所示，可以得到其锁夹处以及颈部盘部过渡处应力最大，下文对气门应力分布规律进行详细分析。

图9 气门等效应力分布云图

气门应力沿轴向变化曲线图如图10所示，其中X轴的值为轴向尺寸，Y轴的值为应力大小，可以发现：气门锁夹槽处以及颈部与盘部过渡处都发生了应力的突变，也是应力最大的地方，而中间的杆部应力基本上没有变化，突变十分明显；由于受到落座冲击载荷即燃气压力、预紧力和气门落座力的影响，气门表面应力由起初的压应力变成了拉应力，而且随着轴向尺寸的变化，在锁夹槽处应力达到了最大值。可以推断出：气门盘部与颈部的过渡区域是发生疲劳失效可能性比较大的区域，因此，有必要对该位置进行应力分析。

图10 气门应力沿轴向变化曲线图

气门盘部应力沿径向变化曲线图如图11所示，X轴的值为盘部径向尺寸，Y轴的值为应力大小，在盘部边缘也发生了应力的突变，这是由于气门落座力的影响，在气门盘部边缘应力达到最小。因此，气门盘部失效的主要原因是受到周向应力的作用，且在高速、高频率、高热以及交变拉压应力的冲击下，在应力集中的区域常常出现点蚀破坏。

图11 气门盘部应力沿径向变化曲线图

4 小结

为了探究进气门失效的原因，笔者利用SolidWorks软件建立进气门的三维模型，将模型导入到Abaqus中进行热力耦合仿真分析，得到了温度和应力的分析结果：1）进气门盘部与颈部的过渡区温度最高，达到714.87 ℃，气门杆的温度最低，只有160 ℃，同时，气门不同部分温度分布差异比较明显；2）气门盘部与颈部的过渡区域是发生疲劳失效可能性比较大的区域，因此，有必要对该位置进行应力分析；3）由于气门落座力的影响，在气门盘部边缘应力达到最小。因此，气门盘部失效的主要原因是受到周向应力的作用，且在高速、高频率、高热以及交变拉压应力的冲击下，在应力集中的区域常常出现点蚀破坏。通过对以上结果的分析，为后续进气门失效分析以及结构参数优化提供参考。