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
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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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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
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
曲轴是汽车发动机的核心部件，强度的耐受力是汽车发动机的重要性能指标之一。
随着汽车发动机的发展，柴油机曲轴的强度是汽车发动机比较重要的研究课题。
柴油机曲轴强度的研究主要通过有限元分析来进行，有限元分析是一种计算机模拟技术，可以很好地表示柴油机曲轴的强度。
通过将复杂的多维几何模型转换为有限元数据，可以快速地模拟出柴油机曲轴的强度。
在进行有限元分析之前，必须首先建立柴油机曲轴的三维模型，用于准确表示曲轴的详细几何信息和物理参数，其中最重要的是曲轴的弹性参数。
模型的建立可以通过CAD软件或CATIA软件完成，而且可以很容易地调整和改进曲轴的几何尺寸和物理参数。
接下来，就需要将柴油机曲轴的三维模型转换为有限元模型，有限元模型可以表示曲轴的几何尺寸和物理参数，这也是有限元分析的关键步骤。
在有限元模型的建立中，还要考虑柴油机曲轴的热应力和振动响应的影响，以便更准确地模拟曲轴的强度。
有了有限元模型，就可以灵活地进行有限元分析，开始对曲轴的强度进行模拟。
有限元分析需要指定曲轴的应力状态和荷载情况，根据不同的应力状态和荷载情况，可以分析出曲轴的极限强度和疲劳寿命。
此外，还可以通过有限元分析，更精确地研究柴油机曲轴的热应力和振动响应，以及曲轴的不同部件在受力和受荷的分布情况，这些
将有助于更好地设计柴油机曲轴，提高曲轴的强度和可靠性。
总之，利用有限元分析，可以有效地研究柴油机曲轴的强度，而有限元分析的过程至少包括三维模型的建立，有限元模型的建立和有限元分析，这是实现柴油机曲轴强度可靠性评估的关键环节。
ZZ62002042支架整机有限元分析
- 131 -工 程 技 术在综采工作面回采过程中，液压支架为采煤机、刮板输送机以及人员作业提供一个安全的作业空间，因此，液压支架在综采工作面发挥着极为重要的作用。
受直接顶与老顶来压的影响，支架可能长期处于高压下工作。
同时，随着工作面回采，需要人员不断地井下操作支架进行推溜、移架工作，人员与设备的安全问题显得异常重要，液压支架的结构件必须具备足够的强度，因此，液压支架的安全性就是液压支架优化设计中的重中之重。
该文引入ZZ6200/20/42支撑掩护式液压支架，在构建有限元模型的基础上，围绕其展开分析。
基于井下作业的恶劣条件，先以有限元分析软件对ZZ6200/20/42支撑掩护式液压支架展开静力学分析，然后立足于分析结果进行现场试验。
最后，根据结构件上的高应力分布区域给出了板材选用的建议以及结构优化设计时的注意事项。
１ ＺＺ６２００／２０／４２支撑掩护式液压支架概况ZZ6200/20/42支撑掩护式液压支架是该公司为蔚州单侯矿所生产的四柱支撑掩护式支架，由于支架强度理论计算时只能得到支架结构件某些特殊截面处的应力数据，无法获取支架整机任意处的应力数据，因此，该文拟采用较为先进的有限元分析手段来恢复整个支架的应力场，为支架的强度校核提供有力的参考。
２ ＺＺ６２００／２０／４２支撑掩护式液压支架有限元模型的构建在构建ZZ6200/20/42支撑掩护式液压支架有限元模型时，对支架整体受力影响微乎其微的部件和结构需进行一定程度的简化，将载荷直接加载到上、下柱窝处[1]。
当对ZZ6200/20/42支撑掩护式液压支架顶梁、底座两端进行集中加载时，因载荷关于支架的对称面对称，同时，支架结构、约束、材料都关于支架的对称面对称，因此可以采用对称约束，即只分析支架结构的一半来替代整个支架，这样可以大大减少计算量、提高计算效率。
此外，支架在进行加载前须在顶梁、底座的两端按最新标准GB25974.1-2010煤矿用液压支架 第一部分：通用技术条件的规定中的位置放置垫块，同时，为防止加载时底座的前后移动，还须在底座的前后端放置垫块卡住底座，以便加载时底座能够正常承载，垫块放置完毕后通过4个立柱进行内加载。
基于有限元方法的汽车发动机缸盖结构分析
基于有限元方法的汽车发动机缸盖结构分析汽车发动机是汽车行驶的核心部件之一，而汽车发动机的性能与其各个零部件密切相关。
其中，汽车发动机的气缸盖作为发动机中的重要零部件之一，对于发动机的性能和可靠性起着至关重要的作用。
本文将通过基于有限元方法的汽车发动机气缸盖结构分析，探讨其设计和优化。
1. 汽车发动机气缸盖的功能及特点汽车发动机的气缸盖是一个位于汽缸体上方的零件，其作用是封闭汽缸腔，承载气缸压力和温度变化，同时保证发动机的密封性和冷却效果。
由于汽车发动机工作时需要承受高温高压的工况，气缸盖的材料选择和结构设计至关重要。
2. 有限元方法在汽车发动机气缸盖结构分析中的应用有限元方法是一种常用的结构分析方法，适用于求解复杂的结构力学问题。
在汽车发动机气缸盖结构分析中，有限元方法可以通过建立三维模型、设置边界条件和加载条件等，得到不同工况下气缸盖的应力分布和变形情况。
这可以为气缸盖的设计和优化提供有力的依据。
3. 汽车发动机气缸盖的材料选择汽车发动机气缸盖的材料选择直接影响其性能和可靠性。
常见的气缸盖材料包括铸铁、铝合金等。
不同材料在强度、成本和重量等方面存在差异，因此需要根据具体要求和预算进行选择。
4. 汽车发动机气缸盖的结构设计与优化在气缸盖的结构设计与优化中，考虑到发动机工作时的热膨胀和热应力，需要合理选择结构形式和材料。
同时，还需要充分考虑到不同工况下气缸盖的应力分布和变形情况，以提高其强度和刚度，保证其工作的可靠性和稳定性。
5. 汽车发动机气缸盖的疲劳分析汽车发动机气缸盖在长期工作过程中容易产生疲劳问题，因此需要进行疲劳分析。
通过有限元方法建立疲劳分析模型，可以预测气缸盖的寿命，并通过优化设计和改善材料来延长其使用寿命。
综上所述，基于有限元方法的汽车发动机气缸盖结构分析是一项复杂而重要的工作。
通过对气缸盖的功能、特点、材料选择、结构设计与优化以及疲劳分析等方面进行综合考虑和分析，可以帮助汽车制造商和工程师更好地设计和改进发动机气缸盖，提高汽车发动机的性能和可靠性。
内燃机气缸盖的有限元分析
气缸盖的有限元研究摘要：气缸盖的结构形状与受力都很复杂，是内燃机中最易受损零件之一。
过去由于无法进行理论计算，需要进行大量的试验，多次修改才能定型。
而现在采用三维模型的有限元计算能全面地分析应力分布，减少工作量。
针对三维有限元在气缸盖上的应用，着重论述了国内外应用三维有限元研究气缸盖的发展现状及其发展趋势。
关键词：内燃机；气缸盖；有限元引言由于柴油机气缸盖的结构非常复杂，火力面温度较高，且温度分布不均匀，承受着机械载荷和热载荷的双重作用，是柴油机中承受载荷最大的零部件之一。
部分气缸盖在服役初期出现了不同程度，不同位置（气门阀座、喷油嘴孔处）的破坏现象成为影响柴油机使用寿命的一个重要因素。
本文以Z6110型柴油机为例，采用Pro/E建立其三维模型，并利用ANSYS有限元软件对其进行三维有限元分析。
计算不同设计方案下的气缸盖的温度场和应力场，对气缸盖破损原因进行强度分析，为气缸盖的改进设计和优化设计提供理论依据。
1 有限元模型的建立为了更准确地计算气缸盖的应力分布，建立了包含机体在内的气缸盖有限元分析模型，（如图3所示）通过大型CAD软件I-DEAS建立较详细的气缸盖和机体的实体模型,采用四面体单元对其进行有限元离散.这种离散算法成熟、高效。
为了弥补四面体单元在精度上的不足,网格划分得较为细密。
作者在文献中对其进行了针对应力场和温度场的离散误差分析,定性地表明了模型的合理性。
柴油机在正常工作时，只有1个缸处于最大爆发压力状态。
因此选取最危险工况下的单缸进行不同结构形式的计算分析。
选取第3缸进行分析计算。
模型沿进排气道截取，并保留周围的6个紧固螺栓和1个完整的水腔，如图2所示。
2 气缸盖三维稳态温度场分析2.1 气缸盖热边界条件的处理为了准确计算出气缸盖的三维稳定温度分布,确定合理的热边界条件是必要的,但是这些热边界条件的确定是非常困难的。
因此，工程上常用的方法就是首先由经验公式求出平均换热系数和平均介质温度，试算求出温度场的理论数值解；再依据缸盖特征点实测温度值和计算结果加以比较，反复修改计算，最终求出与实测温度值基本吻合的特征点处的温度值。
基于有限元对柴油机拉缸原因分析
基于有限元对柴油机拉缸原因分析作者：武则涛来源：《世界家苑》2018年第11期摘要：对空调发电车柴油机组检修时发现了不正常的拉缸现象，为找到其原因利用Solidworks软件对柴油机活塞与缸套进行三维建模，并将三维模型导入ANSYS Workbench有限元分析软件中进行热载荷分析，得到对应的应力分布云图、变形云图与温度场云图。
为柴油机以后的日常维护与故障原因判断提供一个可靠的理论依据。
关键词：柴油机；缸套；有限元引言空调发电车在旅客列车运送旅客的过程中起着至关重要的作用，维持旅客舒适的乘车温度，保证冰箱可以正常工作以确保食材的新鲜和保证热水供应。
在对一辆空调发电车进行E3级修，柴油机落地分解检修，记录柴油机的使用時间仅为1240小时，分解至活塞与缸套后，检查缸套状态，发现了较为严重的拉缸现象。
1三维模型的建立为了得到最接近真实的仿真结果，三维模型的建立时一个重要的环节，理论上讲，模型与实物一致性越强，仿真结果越可靠，但同时带来的问题就是越真实的建模，会给后续的仿真工作带来巨大的工作量，极大的降低工作效率。
所以在保证模型真实的基础上，要对模型进行一定的简化，以提高工作效率。
2有限元分析2.1网格的划分与材料属性的配置活塞的材料为铝合金，其密度为2660kg/m3 泊松比为0.33，杨氏模量为73000MPa。
缸套为合金钢。
图1 活塞网格模型图2 缸套网格模型2.2载荷的施加柴油机的工作原理：首先由喷油嘴将雾化柴油喷入燃烧室，在燃烧室内柴油与空气混合后点燃，燃料点燃后迅速膨胀，推动活塞下行，活塞推动活塞连杆，连杆推动曲轴从而完成动力的输出。
可以看出活塞在缸套内主要承受的应力来源有燃料燃烧膨胀与连杆的反作用力。
柴油在缸内爆燃时，最大可产生17MPa的应力，我们设活塞所受连杆的力与气缸轴线之间的夹角为β，α为曲轴转角。
ω为柴油机曲轴旋转的角速度，r为曲柄的半径，λ为连杆的长度和曲轴的回转半径的比值。
活塞行程为135mm。
基于有限元的缸盖优化设计
基于有限元的缸盖优化设计季明微;常耀红;邢国雨【摘要】发动机缸盖在高低温的周期变化下会发生低周疲劳破坏,文章基于有限元的方法,对某汽油机缸盖进行低周疲劳分析,针对缸盖燃烧室的寿命问题进行优化,优化后的缸盖寿命大大提升.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2018(000)024【总页数】2页(P177-178)【关键词】缸盖设计;有限元方法;低周疲劳【作者】季明微;常耀红;邢国雨【作者单位】安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601;安徽江淮汽车集团股份有限公司,安徽合肥230601【正文语种】中文【中图分类】U462随着汽车排放及油耗法规的进一步加严，发动机设计中缸盖承受的温度以及爆发压力逐渐增加，导致发动机缸盖受到的热机械负荷提升较大，导致缸盖发生低周疲劳破坏，目前针对缸盖的低周疲劳模拟分析研究较少，而试验方法既费时，又不能很好的找到影响低周疲劳的关键因素。
本文基于sehitoglu低周疲劳损伤模型，利用有限元的方法对缸盖低周疲劳进行预测，针对某汽油机缸盖进行优化设计。
根据sehitoglu损伤理论，总损伤为机械损伤（Dfat）、氧化损伤（Dox）以及蠕变损伤（Dcreep）之和，如式1所示。
机械损伤模型基于Coffin-Manson公式：其中△γmech为剪切应变，E为弹性模量，υ为泊松比，σ'f为疲劳强度系数，b为疲劳强度指数，εf为疲劳延展性系数，c为疲劳延展性指数，为机械损伤寿命。
氧化损伤模型为：其中hcr为临界裂纹长度，δO为氧化物延展性，B、β为材料常量，α为应变率敏感性常量，Kpeff为有效氧化常量，为氧化应变，为氧化寿命，为氧化相位，。
蠕变损伤模型为：其中A、m为材料常量，K近似为屈服强度，α1、α2为比例因子，△H为活化能，为蠕变相位，。
[1-7]缸盖工作中受到的载荷包括缸盖螺栓预紧力、气门座圈过盈量、气门导管过盈量以及温度载荷，根据载荷情况，确定有限元模型包括的部件为缸盖、缸体、缸盖螺栓、汽缸垫、气门座圈、气门导管以及气门。
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
柴油机曲轴强度的三维有限元分析
柴油机设备具有重要的意义，它是用于产生动力的关键组件。
为了确保柴油机的高效、安全和可靠性运行，对柴油机曲轴的强度进行分析是非常重要的。
有限元分析是用来研究复杂结构的计算方法，可以在短的时间内获得较准确的结果。
本文将重点探讨柴油机曲轴强度的三维有限元分析方法。
首先，本文探讨了有限元分析在柴油机强度计算中的应用。
有限元分析是一种数值分析方法，可以准确地考虑复杂工程结构中所有细节，因此可以准确计算柴油机曲轴的强度。
本文还介绍了在有限元分析中建模的步骤，包括几何建模、单元划分、材料参数和边界条件的设置，以及有限元程序的使用。
其次，本文分析了使用有限元分析计算柴油机曲轴强度的结果。
首先，该研究对柴油机曲轴的三维模型进行了建模和仿真，并分析了曲轴计算结果。
研究结果表明，柴油机曲轴的有限元分析能够很好地刻画实际情况，计算结果与实验结果一致。
该研究还分析了柴油机曲轴的强度敏感度，总结了有限元分析考虑的可能参数。
最后，本文对柴油机曲轴的三维有限元分析方法进行了总结，分析了其可行性和有效性，以及其影响柴油机结构可靠度的优劣点。
最后，建议在设计制造柴油机曲轴时，应结合实际情况，考虑复杂运动情况以及负载分布，特别是在高强度轴上应尽可能增加对结构强度的分析，从而提高柴油机曲轴的可靠性和安全性。
综上所述，柴油机曲轴强度的三维有限元分析可以有效地考虑复
杂的结构特性，准确地分析柴油机曲轴的强度，以提高柴油机的可靠性和安全性。
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
刘云
【期刊名称】《潍坊学院学报》
【年(卷),期】2008(008)006
【摘要】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.
【总页数】3页(P56-58)
【作者】刘云
【作者单位】潍坊学院,山东,潍坊,261061
【正文语种】中文
【中图分类】TK422.4
【相关文献】
1.EQ6100发动机气缸体强度的有限元分析 [J], 唐述斌
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3.某四缸汽油机气缸盖气缸体组合结构有限元分析 [J], 张晓奇;吴坚;曾志新;高文志;陈昆鹏
4.减小车用柴油机气缸体变形的试验研究 [J], 段翔;蒋成彪
5.基于ANSYS船用柴油机气缸体耦合场的有限元分析 [J], 宋博;杨浩洋
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基于有限元法的缸盖疲劳实验相关性研究
基于有限元法的缸盖疲劳实验相关性研究受环境和经济因素的影响,发动机朝着高功率密度、低油耗、低排放、可靠性高的方向发展,故发动机的爆发压力、热负荷、应力水平也随之增大,这也就对发动机各个部件的可靠性提出了更严峻考验。
在柴油机的各部件中,气缸盖是最容易发生故障的部件之一。
为考核柴油机缸盖的疲劳寿命,往往通过疲劳试验对缸盖进行考核。
疲劳测试平台是快速考核缸盖疲劳寿命的一种重要手段,但该方法同实际台架疲劳测试相比,载荷的传递、约束等因素有很多差异性,往往造成平台实验与台架实验在实验结果上存在一定的差异性,通过实验找出造成差异性的影响因素比较困难,故通过数值模拟的手段探究不同实验关联性具有十分重要的意义。
本文以某柴油机缸盖为例,采用有限元的方法计算了平台实验以及台架实验缸盖在不同工况下的应力,并在应力结果的基础上对缸盖进排气道鼻梁圆角区进行了疲劳安全系数计算,比较了二者的抗疲劳性能。
在对台架缸盖进行热应力计算时,为了快速准确的到缸盖的温度场,借鉴了相似机型的热边界条件,利用投影的方法得到计算机型的热边界条件,对于火力面的热边界,结合了硬度塞实验测温结果进行了标定,标定误差控制在5%以内,这样能够在不失计算准确度的前提下快速得到缸盖的温度场,为后续热应力计算提供热载荷。
提取出不同工况气道鼻梁圆角区的应力以及位移,结合缸盖不同部位的刚度分析了造成应力差异的原因,基于疲劳安全系数的结果对比,提取圆角区的疲劳危险点在不同工况下的主应力矢量,通过比较不同工况最大主应力矢量的大小、方向以及相互之间的夹角,探究最大主应力与疲劳损伤的关系。
计算结果表明,对于缸盖气道鼻梁圆角区,在冷态工况下,平台实验能够较好地模拟台架缸盖的疲劳实验,由于刚度以及约束的差异,平台实验测得的缸盖抗疲劳性能要低于台架缸盖,这为测试留出了余量,但与热态工况的台架缸盖相比,热应力对缸盖安全系数降低幅度较大,低于平台实验结果；通过对危险点最大主应力的矢量的对比,最大主应力的方向会偏离圆角切线方向,故在考核疲劳安全性时应当予以考虑;最后通过对圆角结构的优化,平台以及台架气道鼻梁圆角区的安全系数都有不同程度的提高,且缸盖即使在热态工况下,抗疲劳性能也可满足要求,对缸盖的改进提供了参考。
螺栓的应力分析
柴油机缸盖螺栓的应力分析摘要：结合大功率柴油机性能强化的数值计算，在考虑螺纹的基础上建立了气缸盖螺栓的CAD装配体模型；并采用接触分析法对螺栓的应力应变进行了三维有限元计算.对螺栓的疲劳强度进行了校核。
分析结果表明•螺纹受力仍处于弹性变化范围.可采用转角法进一步拧紧。
关键词：螺栓疲劳强度有限元分析转角法弓言：缸盖螺栓是在循环交变应力条件下工作的.是发动机零件强度要求最高的螺栓之一。
螺栓虽小.但由于其儿何形状和载荷条件十分复杂.目前国内对螺栓工作时的应力应变状态的研究还不够。
本文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160型柴油机提升功率为例.对缸盖螺栓的疲劳强度进行了有限元计算校核, 以此来探讨高强度螺栓的计算分析方法，研究螺栓的疲劳应力应变状态。
计算基于以下条件：发动机提升功率后的缸内气体爆发压力由11MPa提高到13MPO：螺栓预紧力矩:丁=650N・m.螺栓规格与材料性能:M27X2、10.9级高强度螺栓, 材料45Cr,抗拉强度o b=1000MPd,屈服极限。
9= 835MPa,公称应力截面积As= 459.2mm2o 疲劳极限。
一1=330MPo。
图1螺栓装配及螺栓联接受力分配图1螺栓预紧力的计算缸盖螺栓的装配见图1所示。
拧紧力矩T使螺栓和被连接件之间产生预紧力Q“拧紧力矩T 等于螺旋副间的摩擦力矩「和螺母环形端而与被连接件支承而间的摩擦阻力矩丁2之和.即T=T I+T2O 螺旋副间的摩擦力矩Ti=Qp • d2/w • tg (P + X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩T.= U・ Q P/3 • ( Do3)/( DoA由此可得螺栓预紧力6的计算方法如下：Q P= 2Td^tg( P + X) +0.667 U Do3— do3Do2— do2由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力Q P= 126454 No2疲劳强度计算大量实践统计表明.承受交变载荷的螺栓联接80%以上为疲劳破坏［1］。
而缸盖螺栓是在气体爆压等变应力条件下工作的.因此要精确校核其强度必须采用疲劳应力校核。
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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