利用有限元对6200柴油机功率提升前后缸盖强度的对比分析
柴油机高强度缸盖螺栓强度校核方法研究
图 ! 简化螺纹截面图
!"!
几何模型与有限元模型的建立 为了较精确地仿真机体和气缸盖对螺栓的作用,
本文根据实际尺寸建立了单缸气缸盖和机体的装 配体有限元模型，通过接触分析实现二者对螺栓
2006 年 5 月
石秀勇等：柴油机高强度缸盖螺栓强度校核方法研究
33
作用的自动仿真。其中，缸盖与机体采用 Pro / E 软件建模，并对实际模型作了必要简化；而螺栓 螺纹采用 ANSYS 软件直接建模分网。几何模型见 图 4 所示。
图$
有限元网格图
其中，螺栓划分单元数 27 115，节点数 35 987， 螺栓材料 45Cr ，其物理性能参数见表 1。
表% #$’( 材料属性参数表
工况 工况一 工况二
最大 主应力 σ1 最大轴向力 σz 最大剪应力 τmax MPa MPa MPa 608.66 658.15 576.45 629.78 306.83 380.47
由上式可推导经验公式， T !0.23Q pd 2，d 2 为 螺纹中径；计算出预紧力 Qp=126454N。每个螺栓 所承受的冲击力 Fz=( π/ 4)D 2p z / 4=65312N ，式中 D 为气缸直径，p z 为气体最高燃烧压力。 缸 盖螺栓装 配拧紧后 ，螺栓 已承受 预紧 力， 当再承受气体最高燃烧压力时，螺栓进一步被拉 长，而机体（缸盖与机体接触部分）受压情况反 而有所改善，于是机体受压的预紧力就部分卸载， 变为残余预紧力。因此螺栓承受的最大载荷 Q max 仅为残余预紧力 Q p' 与工作载荷 F i 之和，或者就 是预紧力 Q p 与工作载荷 Fi 的直接叠加。所以 Q max= Q p+XF i。 X 为部分载荷系数，取决于螺栓与机体
车用柴油机气缸体强度的有限元分析
车用柴油机气缸体强度的有限元分析发表时间：2009-11-17 刘云来源：万方数据关键字：气缸体有限元子模型疲劳分析信息化应用调查我要找茬在线投稿加入收藏发表评论好文推荐打印文本采用Pro／E和HyperMesh对改进后的某车用柴油机气缸体进行了三维实体建模和网格划分，基于ABAQUS分析平台计算了改进后的机体应力分布情况；同时结合凸轮轴孔子模型，采用Fatigue软件进行高周疲劳分析。
计算结果表明：改进后凸轮轴孔处的疲劳安全系数均大于1．1，满足疲劳强度设计要求。
引言机体作为安置气缸和曲柄连杆机构以及其它辅助机构的主体骨架构件，承受着极为复杂的载荷，其刚度、强度以及动态特性对发动机的动力性、经济性和可靠性有着很大的影响。
随着欧Ⅲ、欧Ⅳ柴油机的研制和生产，不断提高的爆发压力和强化指标，对柴油机机体的刚度、强度和动力特性都提出了更加严格的要求。
有限元法作为一种通用的数值分析方法，是目前研究机体类复杂结构受力最为可靠和有效的方法。
本文采用有限元子模型技术及ABAQUS软件中的非线性接触分析模块，对改进后的某车用柴油机气缸体进行有限元强度分析，结合疲劳分析软件MSC．Fatigue重点考察凸轮轴孔子模型的疲劳安全强度，对改进措施进行分析和评价。
1 有限元模型的建立图1 机体有限元模型采用Pro／E和HyperMesh对该车用柴油机前三缸气缸体、框架、主轴瓦、凸轮轴瓦、主轴承螺栓等进行三维实体建模和网格划分。
为了保证有限元计算的准确性，仅对计算精度影响较小的螺钉孔和销钉孔进行适当简化，划分网格后的机体有限元模型如图1所示。
为重点考察改进后凸轮轴孔处的强度，取凸轮轴孔部位建立计算子模型，以获得较为精确的结果。
有限元模型采用10节点四面体单元，各零部件的单元数目和节点数目如表1所示。
表1 机体计算模型中各零件的单元数与节点数2 载荷与边界条件由于重点考察主轴承力对机体尤其是凸轮轴孔的影响，故对机体顶面节点进行约束。
柴油机主轴承座的有限元强度分析
和有 限元计 算用 Ｈｙ ｅＭｅｈ软件 完成 。 ｐｒ ｓ
主轴承座 模 型包括 主轴 承座 、 主轴 承盖 、 两个 主 轴 承螺 栓和 上 、 轴瓦 。所 用 的坐标 系为 ： 下 以主轴 承 座 孔 中心 为坐标 原 点 ， 轴 沿 曲轴 轴 线 指 向气 缸 体 后 端 ；， 平行 于气 缸 中心线 指 向缸 盖 ； ３轴 ｚ轴垂 直 于 ｘ ｙ平面 ， 满足 右手定 则 。 采用 Ｈｙ ｅＭｅｈ软 件 进行 有 限元 模 型 的建 模 ｐｒ ｓ
用有 限元 法对 主要零 部件 进行 结构 强度分 析是
汽 车发动 机 开 发 与改 进 的必 经 环 节 和 必 要 手 段 之
一
表 明它们 的各种 峰值 载荷 也 相近 ； １ 第 ７主轴 承 第 、 的峰 值载荷 比第 ２ 第 ３ 第 ５和 第 ６主 轴 承座 的峰 、 、
值 载荷小 ； ４主轴 承座 是 曲轴定位 轴承 座 ， 有较 第 具
。
目前 有 各 种 成 熟 的商 用 Ｃ ＡＥ 软 件 ， 国外 汽 车
公司、 发动机 公 司或 专 业研 发 机 构 已 经 掌握 比较 完
高 的强度 ， 受 的峰 值 载荷较 小而 弯矩较 大 ； 承 已有第
５主轴 承 座 、 主轴 承 盖 的装 配 应 力 测量 结 果 可 供对
善 的技术 ， 并有 各 自的计算 分析 规范 ， 但不 公开 。
冷 缩 实现 。 采 用 Ｅ ｇ ｙ 软 件 中曲 轴 动 力 学模 型 与 弹性 流 体 动 力 学 润 滑 相耦 合 的 方 法 计 算 主 轴 承 载 荷 ， 据 经验 ｎ ｄｎ 根 确 定 了 ５种 危 险 点 产 生应 力峰 值 的 主 轴 承 载 荷 状 况 ； 据 有 限元 计 算 结 果 确 定 了 ６个 危 险 点 ， Ｓ ｔ 根 用 ｍｉ ｈ图得 出 了各
某柴油机连杆的有限元强度分析
某柴油机连杆的有限元强度分析
续丽楠
【期刊名称】《内燃机与配件》
【年(卷),期】2024()5
【摘要】连杆是内燃机重要的动力传递零件,连接活塞和曲轴将活塞的往复运动转换为曲轴的旋转运动并将活塞组上的作用力传递给曲轴,其上承受由活塞传递而来的燃气压力和活塞连杆组本身的惯性力以及衬套轴瓦和螺栓所产生的装配预紧力作用。
随着柴油机朝着高速高负载方向不断发展,对连杆强度的要求也在不断提高,设计时应保证连杆具有足够的强度和刚度。
本文使用Simlab和Abaqus基于某型号六缸发动机连杆进行有限元计算,对主要载荷进行了解释,得到装配,最大受压,最大受压工况下的应力分布,为发动机连杆的设计优化和强度校核提供依据。
【总页数】4页(P1-4)
【作者】续丽楠
【作者单位】重庆潍柴发动机有限公司
【正文语种】中文
【中图分类】TH133.5
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5.某船用低速柴油机连杆强度和疲劳有限元分析
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柴油机缸盖有限元分析
柴油机缸盖有限元分析作者：董晶瑾尹子峰夏倩刘利军来源：《计算机辅助工程》2013年第05期摘要：用Abaqus将对流热边界耦合至固体传热计算中，得到柴油机缸盖的温度场.在此基础上进行预紧力和爆发压力热应力2种工况的数值仿真.仿真结果可以帮助确定各影响因素造成的缸盖应力集中的主要位置，为结构设计和改进提供参考.关键词：柴油机；缸盖；热固耦合中图分类号： TK422；TB115.1文献标志码： B引言气缸盖与缸套、活塞构成燃烧室空间.在气缸盖内一般有进排气道、冷却水腔、起动阀、安全阀和燃烧室等，并装有配气机构和喷油器等零部件.在柴油机工作过程中，缸盖承受很高的交变机械负荷与热负荷，是柴油机工作条件最为恶劣的零部件之一.同时，缸盖和缸套也是水冷式内燃机中重要的散热部件，其冷却水套内冷却液的流动和传热状况直接影响缸盖的使用寿命和可靠性[1].因此，正确分析缸盖的温度场和应力场是缸盖结构设计的依据，利用有限元法可大大缩短缸盖设计周期.本文以柴油机缸盖为例，用有限元法计算缸盖的温度场、预紧工况机械应力、预紧力热耦合应力和预紧力爆发热耦合应力等，并分析各个不同工况对缸盖结构强度的影响，为结构设计改进提供参考.1模型建立和网格划分本文取一个缸，见图1，模型包含缸盖、缸套、垫片、刮油环、水套、机架（取部分结构）、喷油器组件、起动空气阀组件、进排气阀和进排气阀座等.起动空气阀和进排气阀只参与热分析计算，只关心阀与阀座和缸盖的传热效果，不参与与机械负荷耦合在一起的应力计算.模型的建立是进行数值模拟的重要前提.由于气缸盖的结构非常复杂，且与之相关的零部件较多，在保证计算结果的前提下，可对相关零部件和缸盖结构中一些细小部分进行适当简化.图 1有限元模型图1中，模型采用精度较高的四面体二次单元，螺栓和垫片采用六面体网格，并保证各个接触面节点一致.完整的有限元模型共有1 142 469个节点，683 711个单元.2边界条件缸盖热边界条件采用传热第三类边界条件，设定边界的换热系数α和环境温度T.冷却水侧和燃烧室内的温度、换热系数都是通过CFD计算后，把热边界映射到有限元面网格，得到有限元软件可以读取的文件.对进、排气通道和进、排气阀，施加恒定的温度和换热系数值，该数值根据经验选定.本文进气通道和进气阀施加的气体温度设定为Tin=80 ℃，换热系数αin=200 W/（m2·K）；排气通道和排气阀施加的气体温度设定为Texh=500 ℃，换热系数αexh=400 W/（m2·K）.预紧工况下，除考虑缸盖螺栓预紧力的影响外，还需考虑喷油器夹具螺栓、起动空气夹具螺栓和压力传感器夹具螺栓的预紧力.为精确地对缸盖进行应力分析，在施加边界条件时还需定义缸盖与相关零部件接触时的过盈量和间隙.爆发热耦合应力工况下，将预紧载荷、爆发压力与计算得到的温度场共同作用在气缸盖模型上.爆发压力的施加见图2和3，分别在缸盖底部的燃烧面和刮油环的上部施加P=2.50×105 Pa（250 bar）的爆压.在缸套和刮油环的内表面，由于气体压力在竖直向下的方向上递减，因此在结构强度计算中施加线性方程的压力曲线.图 2缸盖底部和刮油环上部施加的气体力图 3缸套和刮油环的内表面施加的气体力进气阀座、排气阀座和起动空气阀座上所施加的气体压力，是由竖直方向上的爆压根据阀座的角度分解成法线上的力，见图4.图 4阀座上的气体力3计算结果分析3.1温度场由于排气温度较高，最高温度Tmax=394 ℃发生在缸盖底部的2个排气阀孔之间；另一个高温Tmax=368 ℃发生在进、排气阀孔和起动空气阀孔中间的区域.这是因为起动空气阀孔周围只布置一层冷却水钻孔，而其他区域则布置上、下2层冷却水钻孔，所以高温会在起动空气阀孔周围出现，见图5.由于结构布置的限制，目前没有更好的改进方法.由于缸盖材料的屈服温度为470 ℃，排气温度虽高，仍在限制范围内，所以可以接受.图 5缸盖底部壁面温度分布，℃缸盖底部燃烧区域内水侧的温度分布和沸腾曲线见图6，可以看出最高温度Tmax=193 ℃在沸腾曲线的下部，远离烧毁点242 ℃，所以不会发生对换热效果不利的膜态沸腾.图 6火焰区的水侧温度分布和沸腾曲线3.2缸盖应力分析应力分析是评价缸盖安全性的基本内容，局部应力集中会引起缸盖的热裂.缸盖受的应力比较复杂，一般以校核缸盖的最大、最小主应力作为评判的准则.预紧载荷下最大主应力云图见图7，可知，在预紧载荷工况下，气缸盖的最大主应力的最大值发生在起动空气阀螺栓孔的周围，其最大值为455 MPa，已超出缸盖材料的抗拉强度.此时，其应力应变关系已不是线性关系，但由于有限元程序在计算时将应力应变关系按线性关系处理，所以该处的计算应力值只能反映此处应力已经超过屈服点，而不能反映其真实应力值，计算应力值大于真实应力值[2].在爆发热载荷工况下，气缸盖的最大主应力的最大值主要发生在2个地方：一个仍然发生在起动空气阀螺栓孔的周围，且最大值比预紧载荷工况下的值要大；另一个最大主应力的最大值发生在排气阀座通向喷油器孔的冷却钻孔处，其应力值达到968 MPa.2个最大值都超出材料的抗拉强度.爆发热载荷下最大主应力云图见图8.图 7预紧载荷下最大主应力云图， MPa图 8爆发热载荷下最大主应力云图， MPa预紧载荷、爆发热载荷工况下的最小主应力见图9和10.图 9预紧载荷下最小主应力云图， MPa图 10爆发热载荷下最小主应力云图， MPa由图9和10可知，缸盖螺栓预紧力引起的压应力较高，最大压应力主要集中在缸盖火力面，其最大值为748 MPa；在爆发热载荷工况下，最大压应力值主要集中于起动空气阀孔、喷油器孔与进、排气孔之间.显然，缸盖底板的高温载荷是形成上述气缸盖应力分布变化的根本原因，由于应力的变化幅值很大，缸盖底板的鼻梁处容易发生低周疲劳失效.4结论（1）最高温度在2个排气阀孔中间，接近于400 ℃，温度值相当高，但仍在可接受范围内.（2）缸盖局部最大和最小主应力超过材料的抗拉、抗压极限.（3）缸盖螺栓和起动空气阀螺栓的预紧力可以适当降低，但仍要保证各零部件之间的接触压力不能低于要求值.（4）缸盖燃烧区的冷却钻孔需进行优化设计，以改善缸盖底部的高温负荷.参考文献：[1]史绍熙. 柴油机设计手册（上册）[M]. .北京：中国农业机械出版社， 1984， 741781.[2]刘金祥，廖日东，张有，等. 6114柴油机缸盖有限元结构分析[J]. 内燃机学报，2004， 22（4）： 367372.（编辑武晓英）。
有限元计算在气缸盖设计中的应用
（） ３ 对气 缸盖的 计算主要 计算气缸盖在最 危险工况 即气 缸盖在 爆发行程排气上止点时的应 力及气密性计算 ，同时计算气缸盖在吸 气行程时的应力。 注：在 气缸盖有限元计算模型 中假定机体的下端面的位移被全
部 约束 。
１３ 后 处 理 ．
பைடு நூலகம்
ｆ 进 、排气阀装配过盈量为０ ｌ ｍ～ ． ｒ 取０ ３ ｍ 。 ２ ） ．ｍ １ ０１ａ ５ ｍ（ ． ｒ ） １ａ
分 。共 划 分 得 四 面体 单 元 ８ Ｏ ５ ，节点２ ９ ５ ９９＋ ３ ３ 点。 其 中气 缸盖零件的 四面体 单元
７０４ ＂ ７７ ￣ ，节 点 ２ ０ ２ 。 ０７点
对２ ０ ８ 柴油机 气缸盖的汁算采用美国Ｉ Ｇ 司的 Ｉ Ｅ Ｓ７ 软 ＭＡ 公 Ｄ Ａ ． ０ 件对其进行分析 。气缸盖的有限元计算包括以下儿个部分 ：
的装配组合 （ 其计算模型见图１ 。 ）
Ｒ 气缸工测点温度 Ｉ ２
平面与气缸盖顶平面之问的接触过盈量为０ ５ ｍ（ ． ｍ 相当与气缸盖螺 ７ 栓的预 紧伸长 量０ ５ ｍ ；设定进排气阀座外柱面 与气缸盖阀座孔 ．ｒ ） ７ａ 柱面之间 的半径方 向接触过盈量 为０ ６ｒｍ ｌ ． ５ 相当进排气阀座的装 ０ ａ
一
圈 １ 气 缸 盖 有 限 元 计 算 模 型
配过盈 量０１ｍ ． ｍ）；进排气阀座 上平面与 阀座孔接触平 面之间的 ３ 间隙 为零 ；气缸盖密封环上平面与气缸 盖火 力面之间的问隙为零。
１２３ 气缸盖有限元计算的边界条件加 载 ．． （ 对气 缸盖温度场边界条件的加载 。参考 图２ １ ） 气缸盖 火力面的 测点温度及有 关资料 ，用数据 面 （ Ａ Ａ Ｓ Ｒ Ａ Ｅ） Ｄ Ｔ Ｕ Ｆ Ｃ 方式对气缸 盖计算模 型进行温度加载。 ｌ） ２ 气体爆 发压力作 用于气缸盖 火力面 （ 气缸 套密封环 内径 范 围内气缸套上部以及气缸盖密封环 内柱面暴露部分 ）。作用于进排 气阀头的气体爆 发压 力折算 为作用于进排气阀座锥面的压力。
620单缸机结构设计、性能分析以及主要运动件有限元计算的开题报告
620单缸机结构设计、性能分析以及主要运动件有限元计算的开题报告一、研究背景及意义单缸机作为一种最简单的内燃机结构，其结构简洁、易于制造、维护成本低等优点，被广泛应用于机床、食品加工、医疗器械等领域。
同时，单缸机在发电、农耕等领域中也有广泛的应用。
本文采用有限元方法，对单缸机结构进行设计并进行性能分析，以此为基础探讨单缸机在不同运转状态下的应力和变形情况，为单缸机的优化设计提供理论依据。
二、研究目标本文以单缸机的结构设计、性能分析以及主要运动件有限元计算为研究对象，通过建立有限元模型，分析机体的应力和变形情况，探讨机体的优化设计，提高单缸机的效率和可靠性，同时为后续进一步研究单缸机提供理论依据。
三、研究内容1. 单缸机的结构设计，包括机体的选择、内部零部件的选择、连接方式等。
2. 单缸机的性能分析，包括燃烧室压力和温度的分析、燃油的喷射和燃烧过程的分析、废气排放的分析等。
3. 单缸机主要运动件的有限元计算，包括曲轴、连杆、活塞等主要运动件的有限元分析，分析其在不同负载状态下的应力和变形情况，为单缸机的优化设计提供理论依据。
四、研究方法1. 采用有限元模拟软件对单缸机进行有限元分析，确定机体在不同工况下的应力、应变和变形情况；2. 参考国内外现有单缸机研究成果，借鉴已有结论，确定单缸机功能性参数，并通过有限元方法建立单缸机计算模型；3. 运用材料力学、流体力学和热学知识，对单缸机的结构和性能进行分析；4. 制定合理的设计方案，优化单缸机的结构和性能。
五、预期结果1. 通过单缸机有限元计算，确定单缸机结构的合理性和稳定性；2. 分析单缸机性能，包括燃油的喷射和燃烧过程、排放等指标；3. 建议单缸机优化设计方案，提高单缸机的效率和可靠性；4. 发表相关学术论文，为单缸机领域的研究提供新的思路和研究方法。
柴油机缸盖结构有限元模态分析和模态测试
柴油机缸盖 结构有 限元模态分 析和模态 测试
王科富 ， 利桂梅 ， 陈树 勋
（ 广西大学机械工程学 院， 广西 南宁 ５ ３ ０ ０ ０ ４ ）
义 特 征值 和 特 征 向量 ，即可 得 到结 构 的 固有 振 动 的
模 态频率和相应的模态振型【 ｌ 】 。并通过模态测试得到 该 缸盖结构 的试验模态频率与振型。比较有限元模
图 １ 缸盖的实 际形状
图 ２ 缸盖的几何模 型
建立几何模型后 ， 对模型进行相关设置和网格划
态分析和模态测试结果 ，验证 了有 限元模态分析模 分 。选用 四面体单 元 Ｓ Ｏ Ｌ Ｉ Ｄ ４ ５ 单 元类 型 ， 以适 合 不规 型 与结 果 的合 理 性 ， 为该 缸盖 结 构设 计 的改 进 与优 化 则 的模型 网格划分 ， Ｓ Ｏ Ｌ Ｉ Ｄ ４ ５单元 由八个 节点构 成 ， 单
态分析与模 态测试结果 的对比 ， 验证 了有 限元模 态分析模 型与结果合理性 ， 为该类型发动机 缸盖 结构设计 与优化提供
了参 考依 据 。
关键 词 ： 柴油机 ； 缸盖 结构 ； 模 态分析 ； 模 态测试
中图分类 号 ： Ｔ Ｋ ４ ２
文献标识码 ： Ｂ
文章编号 ： １ ６ ７ ２ — ５ ４ ５ Ｘ（ ２ ０ １ ４ ） ０ １ — ０ １ １ ２ — ０ ３
１ 发动机缸 盖结构有 限元模态分析
１ ． １ 有 限元模 型 的建 立
收 稿 日期 ： ２ ０ １ ３ — １ ０ — ０ ６
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１ 气缸盖计算模型 的建立
建立 计算模 型 时 ， 了保 证 气 缸 盖计 算 分 析 的 准确 性 ， 对 计 算 为 仅 精度 影 响较小 的螺 钉孔 和销 钉孔 进行适 当简化 ， 以有 利 于有 限元 网格 的划 分 ， 道模 型 由三 维坐标 仪对 实 际铸造 砂 芯进 行 扫描得 到 。缸 盖 气
陶建 忠， 国祥 ， 李 白书战
（ 山东大学 能源与动力工程 学院 ， 东 济南 山 ２０ ６ ） ５０ １
摘要 ： 立 了 ６ ０ 建 ２ ０柴油 机缸盖 的实体模 型和有 限元模 型 ， 用发 动机热 力仿 真软件 、 Ｆ 利 Ｃ Ｄ软件 与有 限元软 件 的交叉计 算为气缸 盖的强度计 算提供 了温度 场 和传 热系 数分 布等 边界 条件 。在 此基 础上 ， 柴 油机 功率 提 对 升前后气 缸盖在预 紧工况 、 热一机 械耦合 作用 及爆 发一热 一机械 耦 合作用 下 承受 的最 大拉 应力 情 况进 行 了
计算分析 ， 确定 了各影响 因素在缸盖 上产 生最 大拉应 力 的 主要位 置 。对 气 缸盖 的疲 劳强 度安 全 系数进 行 了 计算 分析 ， 为生 产部 门进行 柴油机功 率的提升 提供 了理 论参 考 。１０ ０ｈ的可靠性 实验 证 明了计算 结果 的合 ０
理性 。
关
键
词 ： 限元 ； 有 柴油机 ； 气缸盖 ； 安全系数 文献标识码 ： Ａ 文章编号 ：６ ２— ０ ２ ２０ ） １ ０ ２ ０ １７ ０ ３ （０ ７ ０ — ０ ０— ５
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第１ ５卷 第 １期 ２０ ０ ７年 ３月
山东交通学院学报
Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ＯＦ Ｓ ＨＡＮＤＯＮＧ Ｉ ＪＡＯＴ ＯＮＧ ＵＮＩ ＲＳＴ ＶＥ ＩＹ
Ｖ １ １ ｏ． ｏ．５Ｎ １
Ｍ ． ０ ７ ２ ｏ
利 用有 限元对 ６０ ２ ０柴 油 机 功 率 提 升 前 后 缸 盖 强 度 的对 比分 析
２ 边 界 条 件 和 载 荷 的确 定
根据 柴 油机 的实 际工作 状态 ， 边界 条件 和 载荷 的施加 包括 缸 盖所 承受 的预 紧力 、 过盈 力 、 应 力 以及 热 燃 气爆发 压力 。计 算模拟 包括 预 紧工 况 、 力一 机械 工况 和爆 发一 热力一 机 械工 况 ３种 情况 。其 中预 紧 热 工 况包括 螺栓 预 紧力 、 门座 过 盈 力 ， 力一 机 械 工 况 包 括 螺 栓 预 紧 力 、 门 座 过 盈 力 以及 热 应 力 ， 气 热 气 爆 发一 热力 一 机械工 况包 括螺 栓预 紧力 、 门座过 盈 力 、 应 力 以及 气 体 爆 发压 力 。因此 计 算 过程 中边界 气 热 载荷 条件 中既需 要设 定 热边 界 同时也需 要设 定 机械边 界 。
型 。气缸 盖 的材 料 为 Ｒ ３ ５ Ｔ ０— ４耐 热铸 铁 ， 门座 圈 和缸 盖 螺栓 材 料 气
图 １ 有 限元 网格 模 型
为 ４ ＣＭ Ａ， ２ ｒ ｏ 气缸套和机体的材料为 Ｈ ２０ Ｔ５ 。计算中认为材料是各 向
收稿 日期 ：０ ６—１ ２ ２０ ２— １
作者简介 ： 陶建忠（ ９６一） 男， １７ ， 山东德 州人 ， 东大学博 士研 究生 ， 山 研究方向为柴和节点总数分别为 ２ ． 万 、 ． 万。气缸 ０９ ２ １ ４ 盖的三维 Ｃ Ｄ模型和有限元网格模型如图 １ Ａ 所示。
另外 ， 了保证 计算 模 型 更 接近 缸 盖 的 实 际工 作 状 况 ， 为 计算 中 还
包括气门座圈、 缸盖螺栓 、 喷油器套 、 气缸套和机体等适 当简化 的模
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第 ｌ 期
陶建忠等： 利用 有限元对 ６ ０ 柴油机功率提升前后 缸盖强度的对 比分析 ２ｏ
２ １
同性 的 ， 且材料 的物理性 能参 数不 随 温度 而变 化 ， 而 主要材 料 的性能 参数 见 表 １ 。
表 １ 材料 的性 能参数
术的发展 ， 其强化程度和性能不断提高， 导致了机械负荷和热负荷的增加 ， 特别是由于在高温和温度分布
不均 匀而产生 的热 应力 的反复 作用下 往往会 形成 热 疲 劳裂 纹 现象 。受 热 条件 下 的 强度 计算 一 直 是缸 盖 设计 与计算 中 的重要 问题 和难 点 。 近 年来 ， 随着有 限元 和计算 流体力 学 （ Ｆ 的发展 ， Ｃ Ｄ） 其相互 交叉 运用 于计算 的应用 领 域不 断 扩大 ， 国 外 在这一 领域 的研究 工作 十分 活跃 ， 国 内 目前 在 这 方面 所做 的工作 还 比较少 。本 文 以 ６０ 而 ２０柴油 机 单 缸功 率 由 １０ｋ 提高 到 １８ｋ 的缸盖 为研究对 象 ， ０ Ｗ ３ Ｗ 通过发 动机 热力仿 真软 件 、Ｆ Ｃ Ｄ软 件 和有 限元 软 件 之 间 的交叉 计算 ， 对柴 油机功 率提 升前后 的气缸 盖 应力 场 和疲 劳 强度 安 全系 数 进 行 了计算 分 析 ， 以为 可 气缸 盖 的改 进设计 提供 理论参 考 。
中图分类号 ＿Ｋ ２ ．４ ． ４２ Ｔ
在 内燃 机工 作过程 中 ， 缸盖 在承受 较大 的机械 负荷 的 同时 ， 气 还存 在较 高 的热 负荷 ， 是工 作 条件 最为 恶劣 的零部 件之 一 ＿ 。气 缸盖 的强度 和可靠 性 问题 一 直是 内燃 机 设计 中 的关 键 问题 ｊ 】 ｊ 。随 着发 动机 技
２ １ 热 力载荷 边界 的确 定 ．
缸盖热边界条件采用传热理论的第三类边界条件 ¨ ， Ｊ也就是设定边界的传热系数 及介质温度 。 缸盖温度场的确定一直是缸盖强度计算 的重点和难点 ， 为了准确计算出气缸盖火力面周围的介质温度和 传热情况 ， 参照 Ａ Ｌ缸盖火力面温度场和传热系数 的计算方法 ， Ｖ Ｊ利用发动机热力过程仿真软件和 Ｃ Ｄ Ｆ 软件建立计算模型 ， 通过交叉计算得到了柴油机最大功率点缸内燃气 的传热系数随气缸半径 Ｒ的分布曲