基于接触分析的气缸盖_气缸套密封性能研究

2006年5月

第5期(总第177期)

润滑与密封

LUBRICATIONENGINEERING

May2006

No 5(serialNo 177)

基于接触分析的气缸盖/气缸套密封性能研究

石秀勇 李国祥 胡玉平

(山东大学能源与动力工程学院 山东济南250061)

摘要:针对某160型柴油机的单体缸盖-气缸垫-气缸套密封系统,建立了装配体的有限元模型。采用接触分析法,研究了发动机功率提升前后,在预紧加爆压工况下原紧固螺栓对气缸垫密封性能的影响,并对气缸垫密封面的变形状态进行了弹塑性分析,对结构的密封性能进行了评价。结果表明,发动机功率提升后气缸垫发生了塑性屈服,但轴向应力仍均为负值(即压应力),轴向变形量亦均为负值(即压变形),说明提升功率后发动机工作过程中气缸垫仍然密封良好。较以往将气缸密封垫假设为弹性体相比,采用摩擦接触边界条件进行塑性有限元分析,更能体现缸盖与气缸垫接触面的真实应力与变形状态,因此接触分析法是研究缸盖/缸套密封结构的一种较佳途径。

关键词:柴油机;密封性能;接触法;弹塑性分析

中图分类号:TK422 文献标识码:A 文章编号:0254-0150(2006)5-111-4

StudySealingPerformancebetweenCylinderHeadandCylinderLiner

BasedonContactAnalysis

ShiXiuyong LiGuoxiang HuYuping

(SchoolofEnergyandPowerEngineering,ShandongUniversity,JinanShandong250061,China)

Abstract:Amiingatthegasketsealingsystembetweensinglecylinderheadandcylinderlineroftype160dieselen-

gines,anelasticandplasticfiniteelementmodeloftheassemblypartswasbuilt.Ontheconditionsofpeakfirepressurecombinedwithpretensionforce,theeffectofinitialjointboltsonsealingperformanceofcylindergasketswasstudiedwithcontactanalysismethodbeforeandaftertheupdatingofengine spower.Theplasticdistortionstageofgasketwasana-lyzed,andthesealingperformanceofthisstructurewasappraised.Resultsshowthatthereisplasticyielddeformationinthecylindergasketafterengine spowerwasraised,butaxialstressandaxialdeformationisstillnegativevalue,whichin-dicatesthatthesealingperformanceofcylindergasketisingoodconditionafterengine paredwiththeanalysismethodsupposedthegasketaselasticsolidbefore,theplasticfiniteelementsanalysismethodwithfrictioncontactboundaryconditioncanrepresenttherealstressandstrainstatusbetweencontactsurfacesofcylinderheadandgasket.Ac-cordinglythecontactanalysismethodisabetterwaytoresearchonthesealingstructurebetweencylinderheadandcylin-derliner.

ne;sealingperformance;contactmethod;elasticandplasticanalysisKeywords:dieselengi

气缸盖用来密封气缸的上面部分,它与活塞顶及

结合某160型柴油机提升功率的数值计算,针对单体缸盖式柴油机,本文作者采用大型工程CAE软件ANSYS建立有限元弹塑性模型,施加接触边界条件模拟气缸垫的接触情况,研究了对确定的气缸盖,在各紧固螺栓预紧力不改变的情况下,发动机的气体爆发压力由11 0MPa提高到13 0MPa后气缸垫的密封性能。

1 有限元弹塑性接触分析方法

在早期的一些有限元研究中,缸盖法兰与气缸垫

收稿日期:2005-06-29

作者简介:石秀勇(1979 ),男,在读博士研究生,主要研究方向为内燃机强度计算与工作过程模拟.E-mai:lshxy055@163 com

气缸套内壁共同组成燃烧空间。由于气缸盖/气缸套之间的密封性能直接影响柴油机的排放性、可靠性以及耐久性等性能,在柴油机设计中应加以重视。特别是对于采用单体缸盖的大功率柴油机,与整体式气缸盖相比,由于气缸盖与气缸垫片接触面积较小,气缸垫在接触面处易于达到塑性变形,因此有必要对单体缸盖/气缸垫片式密封结构进行弹塑性分析。

片之间的连接采用梁单元模拟,并施加刚性位移约束

[1-2]

。但它们忽略了缸盖与气缸垫片刚度的不均匀

性对分析的影响,使得垫片变形计算结果的准确性降低,造成密封性预测与实际情况有差别。随着接触问

112

润滑与密封总第177期

题研究的发展以及有限元分析技术的提高,法兰接触面的弹塑性性质对密封性能的影响日益得到研究者的重视

[3]

计算中设缸盖为刚性体,但为了考虑缸垫、缸套及其支承部件(机体)在缸盖高度方向上刚度的不均匀性对分析的影响,在缸盖、缸垫、缸套、机体之间建立接触单元模拟实际接触情况。

气缸盖/气缸套之间的密封性能通过气缸垫受力情况来衡量。气缸垫受力大小是衡量和评价密封性能的主要依据。气缸垫受力大小用模型中接触单元的轴向力表征。模型中

缸盖结构高度方向为轴向图2 气缸盖密封结构示意图正方向。

3 1 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气缸垫的作用,采用整体装配法建立单缸整体式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气缸垫作用的自动仿真。其中采用Pro/E软件建立缸盖、机

体及缸套的几何模型,并对模

图3 几何模型及其剖面图

。缸盖法兰与气缸垫片被认为是一对相互接触

物体,有限元分析中的接触物体必须满足无穿透约束条件。在数学上施加无穿透约束条件的方法有拉格朗日乘子法、罚函数法以及基于求解器的直接约束法

[3]

。本文作者所采用的ANSYS程序中运用直接约

束法来求解接触问题。直接约束法就是在处理接触问题时追踪物体的运动轨迹,一旦探测出发生接触,便将所需的运动约束(法向无相对运动、切线可滑动)和节点力(法向压力和切向摩擦力)作为边界条件直接施加在产生接触的节点上。基于直接约束的接触算法是解决所有接触问题的通用方法,程序能根据物体的运动约束和相互作用自动探测接触区域,施加接触约束。

本文的分析采用了理想弹塑性模型,屈服准则为Von-Mises准则,其数学表达式如下: e=

2

( 1- 2)+( 2- 3)+( 3- 1)

2

2

式中 1, 2, 3分别为最大应力点的3个主应力。计算中考虑由于相互接触而产生的接触应力和变形。计算过程分为预紧阶段和加压阶段,以便考察缸盖法兰密封面与气缸垫接触处在整个预紧和加压过程中应力及变形量的变化。在预紧状态,随着螺栓预紧力的加大接触面载荷也增大,并逐步产生塑性变形。所以在有限元模型中将接触面区域进行网格加密,重点考察塑性区的扩展情况。2 气缸盖结构简介

所研究的某160型柴油机,采用单体式水冷气缸盖,两气门,其中排气门和进气门沿燃烧室中心线对称分布,每缸对称布置4个紧固螺栓,图1为该气缸盖的仰视简图。气缸盖通过施加

图1 气缸盖仰视简图

型作适当简化。几何模型及剖面图见图3所示。

由于接触问题分析属于状态非线性分析,需要较多的计算资源。所以在划分网格时无关紧要的部分网格数尽量减少,在重要的部分采用六面体网格以提高计算精度,关键部位进行网格细化。针对缸盖和机体结构的复杂性,作者采用自由网格方法建立缸盖和机体的有限元模型。而缸套和气缸垫在稍作简化后形状较为规则,采用六面体单元划分网格,并把缸垫接触面处网格细化,作为主要研究对象。有限元模型及其剖分、放大图如图4所示。

于螺栓上的预紧力压紧安置于缸套上的气缸垫,从而达到密封的目的。图2为密封结构简图。3 计算模型的建立

考虑到气缸盖、机体结构的复杂性,在此采用CAD技术,首先建立其参数化三维实体模型,然后运用有限元法将问题归结为数值模拟计算。

图4 有限元模型及局部放大图

气缸垫网格单元总数1152个,节点总数为1920个。当对网格再加密1倍试算后,计算结果相

差在3%以内,所以现在采用的网格划分密度能够满足计算精度的要求。3 2 边界条件3 2 1 接触边界

为模拟缸盖-缸垫-缸套-机体之间的真实接触情况,在气缸垫与缸盖、缸套、机体之间分别建立接触对模拟为摩擦接触,摩擦因数设定为0 15;并假定接触面之间处

图5 气缸垫的接触边界条件

零件缸盖螺栓

表1 计算模型的材料属性

材料40Cr

弹性模量E/GPa206120120120

泊松比 0 30 250 270 28

抗拉强度 b/MPa1000195200

屈服点 s/MPa800 260

机体与缸盖HT200

缸套气缸垫

硼铸铁T3

有限元计算分别得出了气缸垫在发动机功率提升

前后两种状态下的应力和变形云图,结构如图7,8

所示。

于小滑动状态,满足于库仑定理中有关小滑动状态的切向摩擦条件。气缸垫的接触边界如图5所示。3 2 2 约束与对称边界条件

根据模型的实际工作条件机座不动,因此约束机座底部所有节点的6个自由度。

由于只截取了单缸机体来体现整个机体的受力情况,因此需加对称边界条件。3 2 3 载荷的施加

气缸盖/气缸套之间的密封性能一般是针对内燃机爆发工况。因此对于上述研究方案,其有限元计算包括发动机功率提升前后两种爆发压力工况:

(1)工况一:原机(爆压11 0MPa)

由于爆压工况下,螺栓的刚度对气缸垫片密封力具有直接的影响,因此模型中必须含有螺栓模型。螺栓的预紧情况采用螺栓预紧单元PRETS179模拟。并对图6中所示缸盖底面缸径大小所对应的圆域内施加爆发压力。

(2)工况二:提升功率后(爆压13 0M

Pa)螺栓预紧不变,并对图6中所示缸盖底面缸径大小所对应的圆域内施加13 0MPa爆发压力。

为了保证非线性问题的收敛和结果的精确性,这两种工况下的加载过程都要用足够多的子载荷步来完成。4 计算结果及分析

计算模型所需的材料机械性能参数列于表1。

图6 气缸盖/气缸套密封性

的缸盖螺栓几何模型

图8 功率提升后气缸垫的应力和变形云图图7

原机工况下气缸垫的应力和变形云图

由图7,8可得到密封垫的轴向应力及变形如表

2所示。

表2 两种工况下缸垫轴向应力和变形对比

参数

原机

功率提升后

前后比较

最大轴向应力 zmax-486 914MPa-292 368MPa减小40 04%最小轴向应力 zmin-47 6572MPa-29 4912MPa减小38 12%最大轴向变形 lmax-0 021498mm-0 014298mm减小33 51%最小轴向变形 lmin-0 001966mm-0 001176mm减小39 86%

气缸垫的材料为T3,其屈服极限为260MPa。气

缸垫接触面塑性区域的形成和扩展是随着螺栓预紧力的增加而不断扩大的。在预紧开始时,密封面逐渐紧密接触,气缸垫被压缩到规定的弹性压缩比。如图9所示,随着螺栓预紧力的增加,气缸垫受到的压力不断增加,压缩变形不断加剧,使得气缸垫在规定压缩比的基础上继续被压缩,最大达0 0215mm。此时气缸垫接触面已产生了塑性变形。预紧结束后,在接触面附近的最大轴向应力 zmax=-486 9MPa,接触面已发生塑性屈服,塑性区约占到接触面的60%。在预紧状态时,密封接触面的压应力很大,使缸盖法

兰和气缸垫之间的相对错动量很小,仅为0 005mm

。

爆发压力状态下,随着压力的增加,螺栓在密封面上的预紧力被逐步抵消,密封面上的压应力以及压缩变形不断减小,接触面上的最大轴向应力 zmax=-图9 气缸垫压缩曲线图

文所采取的摩擦接触边界条件,进行的塑性有限元分析,更能体现缸盖与气缸垫接触面的真实应力与变形状态,所研究的方法对于单体缸盖式柴油机密封结构的优化设计研究具有一定的参考价值。

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(1)通过建立弹塑性有限元模型,施加摩擦接触边界条件,对发动机功率提升前后的缸盖-气缸垫-缸套密封系统进行了三维有限元计算与对比。结果表明,气缸垫发生了塑性屈服,且塑性区域约占60%;但轴向应力仍均为负值(即压应力),轴向变形量亦均为负值(即压变形),说明提升功率后发动机工作过程中气缸垫仍然是一直受压紧而没有发生脱离,因此可以判断此时气缸垫片式结构密封良好。

(2)较以往将气缸密封垫假设为弹性体相比,本

(上接第110页)响因素,得出了粘性摩擦力和密封阻力对液压锤性能的影响情况,进一步调整这两方面的参数,可为设计或优化液压锤参数提供理论依据。

(2)仿真结果表明:粘性摩擦力降低了BH65液压锤的冲击能,增加了平均输入压力,降低了工作效率,但对冲击频率的影响不大;活塞速度引起的粘性摩擦力比压差引起的粘性摩擦力要大得多,在计算粘性摩擦力时可忽略压差的影响,从而使模型得到简化;密封阻力增加了BH65液压锤的平均输入压力,降低了其冲击能、冲击频率和工作效率。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/wzv1.html