发动机部件强度和刚度评价及疲劳分析

摘要： 某汽油机开发阶段须对发动机各主要部件结构强度和刚度做全面评价，并且须考核缸盖缸体的高周疲劳性能.基于STARCCM+计算出水套内部气体温度和对流换热系数，将其映射到水套有限元网格表面上作为温度边界条件.得到整个机体的温度场分布以后，在考虑各部件接触非线性的基础上，得到机体各部件的应力和变形等结果并进行评价.在有限元分析结果的基础上考虑材料温度非线性，考察缸体缸盖疲劳安全因数.结果表明，缸盖局部应力偏大，下缸体与油底壳接触面局部间隙过大，缸体缸盖疲劳安全性能满足要求.

关键词： 汽油机； 缸盖； 缸体； 强度； 刚度； 疲劳； 非线性； 有限元法

中图分类号： U464.1文献标志码： B

0引言

在发动机设计开发过程中，通过CAE模拟计算考察气缸盖与气缸体等重要零部件的强度、刚度以及耐久性和疲劳特性等，可以为发动机机体各部件开发、优化设计提供依据，并大大缩短开发周期，避免物理样机出来后产生严重的质量问题.国内外已经有一些公司采用CAE软件模拟发动机工作中的实际工况，以考察发动机各零部件的可靠性和耐久性.[1]

本文先建立发动机机体主要部件的有限元模型，在考虑各部件接触非线性的基础上基于Abaqus计算得到各部件的应力、变形结果，并就关心的结果进行评价分析；然后在有限元分析结果的基础上，考虑材料温度非线性，考察缸体缸盖疲劳安全因数.

1有限元模型

1.1模型说明

分析对象为纵置直列四缸发动机，有限元模型见图1.模型包括缸盖、缸体、缸垫、下缸体、油底壳、简化变速器和各关键螺栓等，其中，缸垫、燃烧室、火花塞和各部件接触区域均采用六面体单元，其余部分采用四面体单元.六面体单元数为290 000个，总单元数为1 130 000个，总节点数为446 000个.

图 1整机有限元模型

1.2边界条件和载荷

1.2.1热边界条件

在发动机工作过程中，缸盖和缸体水套中冷却液的流动带走大部分热量.应用CFD软件STARCCM+计算出水套内部气体温度和对流换热系数，然后将其映射到水套有限元网格表面上作为温度边界条件；燃烧室、进排气道、进排气阀座和上下缸体等根据经验和已有的试验数据，赋予温度和对流换热系数值.

1.2.2位移边界条件

约束进气侧悬置点x，y和z等3个方向平动自由度，约束排气侧悬置点y和z等2个方向平动自由度，约束变速器端面z方向平动自由度.

1.2.3接触边界条件

在两两相互接触的部件之间建立接触对.如缸盖与缸垫、缸垫不同层之间、缸垫与缸体、缸体与下缸体、下缸体与油底壳、主轴瓦与上下缸体以及主轴瓦之间等都需建立接触，并且在接触时设定冷装配工况下实际的间隙和过盈量.

1.2.4载荷和分析工况

载荷包括螺栓预紧力、主轴承座力以及热负荷等.在计算热应力时采用顺序耦合分析方法，即先计算得到整个机体的温度场分布，然后将该温度场作为强度计算的热负荷输入.强度计算时定义3个分析工况：工况1为冷装配工况，工况2为在冷装配基础上导入热负荷，工况3则是在前二者基础上施加二缸做功时各主轴承座载荷.

2计算结果分析

2.1温度场分析

整机温度场分布见图2，其中，最高温度在二缸缸套处.

图 2整机温度场分布

缸盖温度场分布见图3，温度最高处在二缸排气阀座处.

图 3缸盖温度场分布

缸体温度场分布见图4，温度最高处在两缸之间.缸套为铸铁材料，其许用温度为300 ℃，缸体和缸盖为铝合金材料，其许用温度为255 ℃.各部件的最高温度均未超过材料的许用温度.

图 4缸体温度场分布

2.2结构分析

在进行结构分析时，发动机缸盖缸体温度都比较高，应考虑其材料的温度非线性效应.缸盖的最大主应力场分布见图5，图中，二缸与三缸间缸盖螺栓附近区域1和2位置最大主应力偏高，但绝对值未超过常温下的抗拉极限值200 MPa，建议增大区域1和2处圆角，并适当光滑.

图 5缸盖应力场分布

缸体的最大主应力场分布见图6.缸体最大主应力远小于其抗拉强度极限，其强度满足要求.另外，下缸体、油底壳的最大主应力均远小于其抗拉强度极限，强度均满足要求.

图 6缸体应力场分布

2.3接触开度分析

为防止漏油、漏水和漏气，须考察各接触面的密封性，即对各接触面的接触开度进行检查.下缸体与油底壳接触开度分布见图7，下缸体和油底壳在靠近变速器侧4个螺栓孔附近间隙较大，须与密封胶供应商确认密封胶能否弥补该间隙值.

图 7下缸体与油底壳接触开度分布

2.4缸套径向变形

缸套径向变形是发动机整机分析中的重要评价指标之一.缸套径向变形的评价指标是活塞环各阶次的顺应性系数，即考察缸套变形与活塞环变形的顺应程度.沿缸套高度方向取不同截面，可以得到不同截面的径向变形（失圆度变形）.

缸套2阶、3阶和4阶变形示意见图8.

（a）2阶（b）3阶（c）4阶图 8缸套2阶、3阶和4阶变形示意

这些不同阶次的变形是通过将总变形值进行傅里叶变换后得到的.0阶变形表示热膨胀的同心变形[2]，1阶变形表示相对气缸体中心线偏离的偏心变形，2阶变形表示椭圆变形，更高阶表示花瓣类变形.

通过比较缸套不同阶变形值与各阶次限值，四缸4阶变形超过限值0.78 μm，但仍在可接受范围内.另外，还可得到缸套沿轴线方向的变形，但没有具体的评价指标，此处不予列出.

2.5缸盖缸体疲劳分析

缸体和缸盖是发动机最重要的主体结构部件，在发动机工作过程中，由于受到不同缸定期的爆发压力，缸体缸盖承受交变载荷，故须校核其高周疲劳性能.本文选取工况2作为最小应力，工况3作为最大应力，运用等寿命疲劳分析方法（Haigh图理论[3]）计算不同点的疲劳安全因数.另外，在不同温度下材料物理属性会发生变化，因此，本文还考虑温度对Haigh图的影响.

缸盖阀座疲劳安全因数分布见图9，可知，缸盖进气阀座处疲劳安全因数最小，为1.98.缸盖疲劳安全因数分布见图10，可知，第二缸和第三缸间缸盖螺栓附近区域最小疲劳安全因数为4.77.缸体疲劳安全因数分布见图11，缸体最小疲劳安全因数出现在第二缸靠近缸垫处，为1.87.缸体缸盖均满足疲劳安全因数1.5的评价标准，在实际工作过程中，缸体缸盖均不会发生高周疲劳破坏.

图 9缸盖阀座疲劳安全因数分布图 10缸盖疲劳安全因数分布

图 11缸体疲劳安全因数分布

3结论

对某纵置四缸汽油机进行有限元和高周疲劳分析，并对关注的结果进行评价，得到以下结论.

（1）发动机各部件温度均在许用温度范围内.

（2）第二缸与第三缸间缸盖螺栓附近区域最大主应力偏高，建议增大该区域圆角并适当光滑.

（3）下缸体和油底壳在靠近变速器侧4个螺栓孔附近间隙较大，须与密封胶供应商确认密封胶能否弥补该间隙值.

（4）第四缸缸孔径向变形超过限值0.78 μm，但仍在可接受范围内.

（5）缸体缸盖均不会发生高周疲劳破坏.参考文献：

[1]de JACK M. An overview of Abaqus use in engine engineering at Ford motor company[C]//Abaqus Users’ Conf， 2002： 122.

[2]周舟. 发动机气缸盖气缸体一体化三维模拟研究[J]. 车用发动机， 2007（5）： 5661.

[3]陈传尧. 疲劳与断裂[M]. 武汉： 华中科技大学出版社， 2002.