贾延林，徐聪聪，刘 娜

（1.晋中职业技术学院，山西 晋中 030600；2.中国船舶重工集团公司第711研究所，上海 201108；3.雷沃重工股份有限公司，山东 潍坊 261206）

缸盖内部结构和形状非常复杂，里面包括气道、燃烧室、气门、冷却水套等功能部件的布置。工作过程中承受较大的高温高压燃气作用力，也承受着较大的螺栓预紧力。随着内燃机向高功率密度发展，对缸盖的结构和性能有了更高的要求，由于其结构复杂，温度场分布严重不均匀，产生的热应力较大。所以有必要对缸盖进行热流固耦合应力分析，进而分析研究缸盖冷却性能的影响因素，为缸盖设计提供参照。

1 热流固耦合传热计算

1.1 耦合传热分析

热流固耦合分析时，一种是采用分区求解边界耦合的方法，一种是整体求解法，本文中采用的是整体离散、整场求解的方法。整体求解法是对热-流区域建立起通用的控制方程，热-流区域的控制方程仅在广义扩散系数、广义源项等方面不同，耦合界面成了求解区域的内部［1］。首先分析冷却液与气缸盖之间的换热过程，得到气缸盖的温度场；然后通过表面效应单元，实现热流分析单元和结构分析单元之间的转换，进而保证温度场、燃气压力、螺栓预紧力等应力场的耦合求解。本文在分析时，选用标准-模拟湍流模型进行求解。

1.2 有限元模型建立

本文以某V型12缸柴油机为例，缸体之间的水套采用并联方式，而缸盖水套为串联式，冷却液的流动方向为：进水总管→各缸缸体水套→缸盖水腔→出水总管，经多次试算验证后，选取缸盖的2个半缸和1个整缸为研究对象。为保证计算精度和计算时间，对模型中较小的特征进行简化，保留了缸套、缸垫和气门座圈，网格划分时全部采用四面体网格，对缸盖鼻梁区、火力面和耦合界面等重点研究位置进行网格加密。缸盖组合有限元模型共约60万单元数，冷却液流场域约134万单元数。冷却液形成的流体域与缸盖组合的有限元模型如图1所示，用于热流固耦合分析时，缸盖、螺栓等结构件组合有限元模型如图2所示。

图1 流-固有限元模型

图2 缸盖组合有限元模型

1.3 材料物性参数

缸盖材料为ZL702，力学性能平均值为σb：294.2 MPa；σs：3.38%；HB：117。冷却液为45%的水和55%的乙二醇混合而成。所有材料的物性参数如下。

1） ZL702：密度2 700 kg／m3，比热容958 J／kg.k，导热系数128 W／m.k，热胀系数18.6e-6 k-1，弹性模量0.7e5 MPa，泊松比0.35。

2）45%水和55%乙二醇：密度965.3 kg／m3，比热容4 182 J／kg.k，导热系数0.39 W／m.k，动力粘度0.00 032 Pa.s。

3）缸垫、缸套和螺栓所选材料为合金钢：密度7 800 kg／m3，弹性模量2.06e5 MPa，泊松比0.3，导热系数43 W·m-1·k-1，热胀系数11.3e-6 k-1。

1.4 边界条件

在进行流固耦合计算时，未考虑辐射的影响，主要考虑了缸盖火力面、缸盖进排气道及缸盖表面区域的对流换热。

流场分析时，入口条件设定为冷却液的质量流量，出口为压力边界条件。由于冷却液从下方机体往上方缸盖流动，因此在计算时考虑了升浮力的影响。

缸盖分别与缸垫、气门座圈、紧固螺栓之间建立接触关系，并在缸盖和气门座圈之间施加过盈量和摩擦系数。

对缸盖进行有限元分析时，承受的机械载荷主要考虑螺栓预紧力、火力面和气门座圈所承受的爆发压力。缸盖的温度场由流-固耦合分析得到，通过整体求解将其映射，进而计算其耦合应力分布。

1.5 计算结果分析

流固耦合结果分析如下。

图3显示的是耦合计算时的耦合边界面的温度分布图，由于受排气温度的影响缸盖排气道承受着较高的热负荷，最高温度达471.2 K。

图3 缸盖水套内表面温度云图

图4 单缸速度矢量图

气缸体和气缸盖之间布置有5个上水孔，排气道下部1个，火力面底部4个。从单缸速度矢量图4中可以看出，在气缸盖排气道出口区域，冷却液流速较小仅为0.0051 m／s，且冷却效果极差。缸盖内冷却液自上而下流动逐渐加快，冷却液经上水孔1和2流向缸盖进气侧；冷却液通过水孔3、4和5流向排气道的下壁面，其中一部分流向缸盖排气侧并进一步通向进排气道之间的鼻梁区，部分直接流向鼻梁区。一般重型车的柴油机上，上水孔的流速通常要在4.5 m／s左右，才能说明冷却液水腔设计合理［2］，从图4中可以看出上水孔流速在4.0~5.3 m／s之间，说明此气缸盖的冷却液设计满足设计要求，较为合理。

从图5可以看出缸盖最高温度场主要集中在火力面排气道的鼻梁区，鼻梁区最高温度值为564.9 K。这主要是在高温燃气和高温排气作用下，使得其温度升高。

热固耦合结果分析如图6所示。

图5 缸盖温度场云图

图6 热固耦合结果分析

在热流固耦合作用下，从图6中可以看出应力集中部位主要有：①螺栓孔周围区域及其安装沉孔部位，耦合应力值高达135 MPa，这主要是由于螺栓预紧力造成的；②进排气侧鼻梁区其最大主应力值为132.5 MPa，这主要是由于缸盖鼻梁区承受着较高的燃气温度和较大的气体爆发压力。综合耦合应力来看，缸盖各部位应力值远小于材料的屈服极限值294.2 MPa，从耦合应力方面考虑满足设计要求。

表1 应力值的计算结果与试验结果数据对比

1.6 计算结果与试验结果的对比

在发动机应力测试中对缸盖耦合应力计算结果进行验证，使用应变片对应变进行测试，计算应力场。应变片粘贴在缸盖顶板的位置如图7所示，取8个典型测点。应力值的计算结果与试验结果数据见表1，测试结果与仿真计算结果误差在15%以内，认为耦合应力场计算结果真实有效。

图7 缸盖顶板应变片粘贴位置示意图

2 缸盖冷却性能影响因素分析

2.1 冷却液参数影响

入口流量和入口温度的影响如图8、图9所示。

随着冷却液入口质量流量的增长，缸盖火力面的最高温度值和最大应力值都减小，但一味地增大冷却液的质量流量对温度的下降没有太大的影响，反而会影响高温区域范围，同时对水泵的选择要求也提高了。而提高冷却液的入口温度，缸盖最高温度值不断上升，基本成线性增长。然而在工程实践中，增大冷却液入口质量流量会加大缸盖的疲劳损坏，从而影响缸盖的可靠性，为强化缸盖，往往会采取控制冷却液入口温度值的方法［3］。

2.2 冷却水套内壁粗糙度的影响

从图10可以看出，缸盖最大温度值小幅度地先增加后减小，最低温度值基本不变。粗糙度主要是通过改变壁面附近的流动状态来影响流动换热的。究其原因主要是：粗糙度较小时，在水套壁面附近的流动属层流流动；当粗糙度较大时，在水套壁面附近容易形成漩涡区，反而增大热阻削弱传热，冷却液的流速越大，紊流越明显。

图8 质量流量对缸盖温度的影响

图9 入口温度对缸盖温度的影响

图10 粗糙度对缸盖温度的影响

3 结论

对缸盖进行热流固耦合分析时，先进行流固耦合得到缸盖的温度场，以此温度场为载荷映射到缸盖有限元模型上计算其热变形，再结合螺栓预紧力和爆发压力等机械载荷分析缸盖的应力场，结合试验可以看出，此方法能够得到较为准确的应力场计算结果。在此基础上分析了缸盖冷却性能的影响因素和缸盖在主要机械载荷变化时应力场的变化情况，从分析结果可以看出以下几点。

1）入口质量流量在一定范围内变大，能够显著降低缸盖的最高温度，但质量流量继续增大时，冷却效果变化不明显。

2）入口温度值的高低对缸盖最大温度影响效果较为明显。

3）在大于层流层厚度范围内增大粗糙度，可降低缸盖的最高温度值，但效果不显著。