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当226B柴油机气缸盖有限元分析

发布时间:2021-09-11 00:21:41 阅读: 来源:剥线机厂家
当226B柴油机气缸盖有限元分析

226B柴油机气缸盖有限元分析

摘要:首先对226B型柴油机气缸盖水套进行CFD计算,然后利用ANSYS有限元分析软件对226B型柴油机气缸盖进行热-机械应力耦合计算,对比不同材料气缸盖的强度,为226B型柴油机气缸盖更换材料提供理论依据。

关键词:气缸盖 气缸盖材料 机械负荷 热负荷 有限元分析

1 前言

气缸盖用于密封气缸的顶部, 与活塞顶及气缸内壁共同组成内燃机的燃烧空间。在内燃机工作过程中,气缸盖在承受大的机械负荷(螺栓固紧力、燃气爆发压力等) 的同时, 还存在高的热负荷, 是内燃机中工作条件最为恶劣的零部件之一。气缸盖的强度可靠性问题一直是内燃机设计中的关键课题, 随着发动机技术的不断发展,其强化指标也不断提高,导致机械负荷和热负荷的增加,从而形成疲劳裂纹。

本次计算226B柴油机缸盖为研究对象,采用有限元分析的方法,分别考察缸盖在采用两种不同材料(HT300与HT280)时的热—机械应力情况,从而为缸盖更改材料提供依据。

2 226B型柴油机主要性能与技术参数表1 226B型柴油机主要性能和技术参数表

3 有限元计算模型

3.1 模型的创建

采用PRO/E建立了缸盖的三维几何模型,其中复杂的气道和冷却水腔均采用实际铸造沙芯尺寸建模,模型的主要尺寸和重要的圆角和倒角部分均不做简化,以保证结果的准确性.此外,为了准确地模拟缸盖与其他零部件的受力关系并使缸盖的边界条件更加真实,构建了简化的机体顶部模型,缸盖螺栓模型和进排气门座圈的模型,如图1所示。

在有限元模型的构建中,缸盖外表面采用总体密度为4的格并在局部加密,水套壁面部分采用密度为3的格并进行局部加密,机体、螺栓和气门座圈则整体采用密度为4的格构建。最终的缸盖有限元计算模型如图2。

3.2 材料参数

缸盖材料在更改前后分别为HT300和HT280,螺栓为合金钢40CrA,气门座圈材料为高合金钢,机体材料为灰铸铁,在温度、热—机械应力计算中需要材料的弹性膜量、泊松比、密度、比热容、导热系数、线膨胀系数等各种参数,在本次计算中所采用的材料及其各自的参数东南亚地区船运活动冷清如表2。表2 各个模型的材料参数

各个材料参数的单位如下:

弹性膜量——[GPa] 泊松比——[1]

密度——[Kg/mm3] 比热容——[J/Kg·K]

导热系数——[W/mK] 线膨胀系数——[/K]

4 边界载荷情况

本次计算主要包括温度场、机械、热—机械耦合场的计算,因此边界载荷条件中既有热边界也有机械边界。计算中首先根据热边界进行温度场的计算,然后根据机械边界和温度场进行机械、热—机械耦合场的计算。

4.1 热边界

进行热计算时必须确定出冷却水腔、火力面和进、排气道壁面周围的温度和传热情况,利用AVL_FIRE软件和AVL_BOOST软件进行CFD和热力过程仿真,根据其计算结果可以较为准确的确定以上各主要传热面的热边界。

4.1.1 冷却水腔

计算中首先利用AVL_FIRE软件对整个冷却系统进行有限元建模并对其流动性能进行了CFD分析(略),取出冷却系统中冷却水腔壁面部分的温度场和传热系数。此边界即作为温度场计算中冷却水腔壁面的热边界条件。

4.1.2 火力面和进、排气道

为确定火力面、进气道和排气道周围的环境温度和传热情况,采用AVL_BOOST软件构建出发动机的热力学循环模型(略),根据计算结果确定出火力面的传热情况和进排气道的环境温度和传热情况。其中进气道侧温度为315K,传热系数为380W/m2K;排气道侧温度为693K,传热系数为490W/m2K。

4.2 机械边界

进行机械和热—机械耦合场的计算需要确定出缸盖与缸盖螺栓、缸盖与气门座圈、缸盖与机体之间的受力关系以及缸盖自身的载荷大小,以便准确地模拟出缸盖的实际工作情况。

4.2.1 机体边界情况

对简化的机体顶部有限元模型,根据实际工作情况,在机体底部的节点上施加全约束边界,从而实现对整个计算模型的位置固定。在机体与缸盖之间则建立相应的MPC关系以模拟两者之间的受力关系。

4.2.2 气门座圈过盈

根据实际的气门座圈和缸盖气门座圈孔处的加工精度范围,计算出气门座圈与气门座圈孔之间直径方向的过盈量大小在0.085mm~0.113mm之间,在实际的计算中,采用过盈量较大的0.113mm进行计算,其半径方向大小为0.565mm。

4.2.3 螺栓约束与预紧力

为了模拟出缸盖螺栓对缸盖的固定关系以及缸盖螺栓对缸盖的作用力,在螺栓螺母下表面的节点与缸盖之间了建立相应的MPC关系,螺栓在机体部分的外表面节点与机体螺栓孔之间也建立了相应的MPC关系,从而确定出了螺栓与其他零件的受力关系。

螺栓的预紧力大小可以根据螺栓的拧紧方式计算出来。226B的螺栓采用型号为M14的普通螺纹螺栓,拧紧方式为30N m+120°+120°。可分别对30N m和120°+120°的预紧力进行计算,然后将两者结果叠加。由此得到单个螺栓总预紧力 160kN。

有限元计算中,首先创建预紧单元,然后通过预紧单元施加预紧力

4.2.4 火力面气体压力

在缸盖的外部载荷中,还有来自气缸内燃烧气体压力的作用,在计算中,取燃气循环压力的最高点作为气体对缸盖的压力值,其数值大小为13.5Mpa,实际计算中将该压力加在相应的火力面结点上。

4.3 热—机械耦合边界

在热—机械耦合应力的计算中,除了施加相应的机械边界条件之外,还需要施加温度边界,因此首先要由相应的热边界计算出缸盖的温度场,然后将温度边界和机械边界一起施加并计算出热—机整车厂对电池厂家的价格要求为下降35%⑷0%械耦合应力。

5 结果分析

5.1温度场

根据热边界条件分别计算出了更改材料前后缸盖的温度场情况如图,由云图可知,缸盖火力面温度分布规律在更改材料前后没有改变,而从温度的数值上看,由于HT280的导热性能要优于HT300,因此将缸盖材热烈庆祝我公司万能实验机今天在长沙客户厂房安装调试成功料更换为HT280之后,火力面整体温度比更改材料前降低约10度。

5.2 装配应力

缸盖在装配情况下所受的外部载荷主要来自缸盖螺栓的预紧力和气门座圈的过盈所产生的相互作用力,图 4、图 5分别给出了缸盖顶面和底面在装配情况下的第一和第三主应力情况,缸盖底面的第一主应力主要来自气门座圈的过盈,因此底面第一主应力相对较大处出现在气门座圈孔周围,缸盖顶面第一主应力主要受螺栓预紧力的影响,装配时第一主应力的最大值也出现在缸盖顶面进气道侧面螺栓孔附近的圆角处,如图 4所示。而火力面和缸盖顶面第三主应力较大处则均出现在4个螺栓孔周围,如图 5。

5.3 热—机械耦合应力

施加机械边界与温度边界分别计算出缸盖在更改材料前后的热—机械耦合应力,图6~图11分别给出了缸盖各关键受力面的第一和第三主应力情况。从应力结果来看,在火力板、水腔底部和缸盖顶部等部位,采用HT280之后热—机械耦合第一主应力有所下降,只有在排气道顶部应力值略有升高,具体数值如各应力云图中标注。缸盖火力面和缸盖顶面的第三主应力分布情况在更改材料前后如图10和图11所示,有图中可知,更改材料前后缸盖火力面和缸盖顶面第三主应力较大处仍出现在4个螺栓孔附近。

5.4 机械疲劳与静安全系数

根据计算出的应力值对缸盖进行疲劳分析和静安全系数计算,计算结果图12~图15所示,可知更改材料之后,火力面疲劳安全系数最小值由原来的1.13降到1.10,见图12,仍在安全范围之内;水腔底部三个进水孔附近疲劳安全系数在更改材料之后有所增加,具体数值如图13中标注。排气道顶部疲劳安全系数由原来的1.15降低到了1.07,因此,此处结构应该作出一定的调整,见图14。对于缸盖顶面,根据计算出的应力结果,可知缸盖顶面的应力变化范围在1MPa左右,因此缸盖顶面的安全系数应该按照静安全系数的计算方法计算,根据计算结果,发现静安全系数的最小值出现在进气道可靠的稳定性主要体现在侧面螺栓孔附近的圆角处,HT300时静安全系数为1.48,更改材料之后静安全系数为1.39,如图15。

5.5 结构与材料更改意见

根据应力计算结果、疲劳和静安全系数计算结果,对缸盖的结构和材料提出以下更改意见:

⑴缸盖材料由HT300改为HT280后,缸盖大多数部分安全系数变化后仍在安全范围之内,因此,可以考虑更换材料。

⑵ 将进气道侧面螺栓孔附近的圆角半径加大2mm~4mm,以提高静安全系数。

⑶ 增加排气道与螺栓孔之间的厚度,以提高疲劳安全系数。

6 更改结构后结果分析

根据结构更改意见对缸盖的三维几何模型进行修改并根据更改后的几何模型对缸盖重新进行三维格单元划分,在划分的过程中,格密度采用和修改前相同的密度以保证更改前后应力结果的可比性。对构造好的格单元重新进行了热、机械、热—机械耦合应力场的计算。以下将重点比较考察缸盖在结构更改位置处应力和安全系数的变化。

6.1热—机械耦合应力

取出了缸盖顶面和气道顶面在更改前后的第一主应力云图,并取出这两处的最大值以进行比较,如图16、图17所示。排气道顶面第一主应力在原模型中最大出现在靠近螺栓孔的排气道壁面上,数值大小为132MPa,更改模型之后,第一主应力最大值出现的位置没有变,但数值大小下降为127 MPa。而缸盖顶面螺栓孔附近圆角半径加大以后,圆角处的应力值有了较大的改变,由原来的200MPa下降为184MPa,如图17。

6.2 疲劳安全系数与静安全系数

根据热—机械耦合应力计算出缸盖的疲劳安全系数之后,取出气道顶面和缸盖顶面两处关键面更改前后的疲劳安全系数和静安全系数进行比较,如图18、图19所示。更改结构之后, 由于两处部位第一主应力数值的下降,计算得出的安全系数大小也有所上升,排气道顶面疲劳安全系数由原来的1.07上升到了1.11,达到了设计安全标准。缸盖顶部螺栓孔圆角处的静安全系数也上升到了1.52,达到了原机的静安全系数大小并比之有所升高。

7 结论

本次计算运用有限元方法计算出了缸盖在材料和结构更改前后的机械应力和热—机械耦合应力情况并根据应力计算出了缸盖的疲劳情况,根据对计算结果的分析总结,可得出以下几点结论:

(1) 由于HT280具有比HT300更好的导热性,更换材料之后火力面整体温度比更改材料前降低约10度。

(2)采用HT280之后,缸盖大多数关键面上的第一主应力数值均有不同程度的下降。

(3)从计算得出的疲劳安全系数和静安全系数的结果来看,更改材料之后,缸盖火力面、水腔、进气道等关键部位仍能满足疲劳安全,因此可以考虑更换材料,但更换材料之后,排气道顶部和缸盖顶部螺栓孔附近存在安全问题。

(4)根据排气道顶部疲劳计算结果,建议更改材料后,增加排气道与螺栓孔之间的厚度。

(5) 根据缸盖顶面静安全系数计算结果,建议更改材料后,将进气道侧面螺栓孔附近的圆角半径加大2mm~4mm,以提高静安全系数。

(6)更改模型之后,比较更改前后的应力值和疲劳、静安全系数,得知更改方案后的缸盖满足设计安全要求

[参考文献]

[1] 胡仁喜,王庆五,闫石 ANSYS8.2机械设计高级应用实例 北京:机械工业出版社 2005

[2] 万欣,林大渊 内燃机设计 天津大学出版社 1988

[3] 史绍熙 柴油机设计手册 北京:中国农业机械出版社 1984

[4] 成大先 机械设计手册 北京:化学工业出版社 2002(end)

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