某柴油机缸盖强度计算

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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

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２０６）５０１
摘要：立了６０建２０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ＣＤ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。１００ｈ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：６２— ０２２０）１０２０１７０３（０７０ — ００— ５
维普资讯
第１５卷第１期２００７年３月
山东交通学院学报
ＪＯＵＲＮＡＬＯＦＳＨＡＮＤＯＮＧＩＪＡＯＴＯＮＧＵＮＩＲＳＴＶＥＩＹ

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

YC3108柴油机的气缸盖设计(论文)解析

综述一、序言随着我国社会的进步，经济的不断发展，汽车已成为我国重要的交通运输工具，汽车工业的发展带动很多行业的快速发展。

农用运输车是一种以柴油机为动力、中低速度、中小吨位、中小功率、中短途运输、中低价位，适合农村乡镇及城近郊区道路条件和运输要求，适合农村购买力水平，适合农民使用及维护条件，具有中国农村特色的机动运输车辆，是我国广大农民发家致富的好帮手。

由于农用车符合农村需求，又与农民购买力相符合，因此得到迅速发展。

我国有3亿多农户，而农业生产、农村经济发展、农民生活中发生的劳动量50％是靠运输完成的。

如果农村运输和城乡之间的农产品流通要实现机械化，初步测算应达到每5个农户一辆农用车的水平。

因此，在未来10年农用车社会保有量将有可能整倍增加，即达到6000万辆的规模，市场潜力巨大。

二、行业概况有关专家认为，我国目前农用车发展具有以下特点：首先是行业竞争日趋激烈。

农用车市场竞争的白热化，迫使企业竞相降价，使农用车成了微利产品。

主导厂家采取增加和改善配置来稳定市场价格，即增质不增价，增加美观度不加价等促销方式，使产品售价接近成本价。

因此企业只能依靠其品牌的知名度、质量的稳定性及完善的售后服务来占领市场，让购机者真正得到实惠。

从近几年销售前10名的企业看，购买集中度逐年提高（四轮车集中度高达63．95％，三轮车高达95．76％），集团优势逐步显现。

经过几年的大盘整理和震荡中重新洗牌，最终将形成4－6个大型企业集团，完成行业新的整合与重组。

其次是市场热点正在转移。

农用车的消费主体是农民，其消费市场与个地区经济发展水平紧密关联。

随着中西部地区农村经济的不断发展，农民驾着农用车奔小康将是主要选择之一。

加之我国西部大开发战略的实施和我国加入ＷＴＯ后，国家增加对中西部地区农业的财政投入，西部地区将成为农用车增长市场亮点，因而农用车发展空间将非常广阔，并且中心将转向西部。

最后是要求产品技术性能高。

随着用户对产品要求的日益提高，农用车的可靠性、耐久性等指标亟待提高。

发动机部件强度和刚度评价及疲劳分析

发动机部件强度和刚度评价及疲劳分析作者：李相旺李欣张志明黄凤琴尹曼莉摘要：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： B0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.。

螺栓连接的强度计算示例

而且选择适当的螺栓数目，保证螺栓间距不宜过大。具体设计步骤见表
设计项目
计算内容和依据
计算结果
1. 初选螺
因为螺栓分布圆直径较大，为保证螺栓间间距不致过
栓数目 z 大，所以应选较多的螺栓，初选 z ＝24。
z ＝24
（1）螺栓组连接的轴向载荷 FQ 2. 计算螺
栓的轴向工作载荷 F
FQ

D22 4
例题如图示，有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓连接。已知气缸中的气体压强为 2MPa，气缸的内径 D2 500mm，螺栓分布圆直径 D1 650mm。要求紧密连接，气体不得泄漏，试设计此螺栓组连接。
解题分析本题是受轴向载荷作用的螺栓组连接。因此应按受预紧力和工作
载荷的紧螺栓连接计算。此外，为保证气密性，不仅要保证足够大的残余 2 3.927 105N
（2）单个螺栓所受轴向载荷 F
F FQ 3.927 105 16362.5 N
z
24
FQ 3.927105N F 16362.5N
3. 计算单个螺栓的总拉力 F1
考虑到气缸中气体的紧密性要求，残余预紧力 F0 取 1.8F 。则有 F1 F + F0 F ＋1.8F 2.8F 2.816362.5 45815 N
[ ] s 300 120 MPa S 2.5
5. 计算螺栓直径
d1≥
41.3F1 [ ]
41.3 45815 25.139 mm 120
查设计手册，取 M30（ d1 26.211mm>25.139mm，且与估
取螺栓 M30
计相符）。
6. 螺栓间距

4105柴油机缸盖螺栓扭力

4105柴油机缸盖螺栓扭力
4105柴油机缸盖螺栓扭力是决定机器正常运行的重要因素之一。

正确的扭力可以确保缸盖与缸体之间的紧密连接，防止气缸内燃气泄漏，同时还能保证缸盖与缸体的热胀冷缩配合良好，提高柴油机的工作效率和寿命。

为了达到理想的扭力效果，首先需要准确了解4105柴油机缸盖螺栓的规格和要求。

这些规格和要求通常由柴油机制造商提供，包括螺栓的型号、直径、材质等。

根据这些信息，可以选择合适的扭力扳手和扭力值。

在实际操作中，应注意以下几点。

首先，需要正确的工具和设备，包括扭力扳手、扭力表等。

其次，在拧紧螺栓之前，应清洁螺栓孔和螺栓表面，以确保紧固力的传递。

然后，根据柴油机制造商提供的扭力值，调整扭力扳手的扭矩大小。

在拧紧螺栓时，要均匀施力，避免过度或不足。

最后，确保所有螺栓都按照正确的扭力值进行拧紧，并使用锁紧螺母或其他固定装置进行固定。

正确的扭力值不仅可以保证柴油机的正常运行，还可以避免由于螺栓松动而导致的故障和事故。

因此，对于4105柴油机缸盖螺栓的扭力要求，我们必须高度重视，严格按照规定的数值进行操作。

只有这样，才能确保柴油机的安全稳定运行，延长其使用寿命。

4105柴油机缸盖螺栓扭力是确保柴油机正常工作的重要环节。

正确
的扭力操作可以保证螺栓的紧固力和稳定性，避免气缸内燃气泄漏和其他故障。

因此，在进行维修和保养时，我们必须严格按照制造商提供的扭力要求进行操作，以确保柴油机的安全运行和长寿命。

493柴油机机体强度及缸孔安装变形有限元分析

柴油机
第３２卷第２期
２１结构的离散．
系。接触问题是一个高度非线性问题。在这里运用
小滑移罚函数法的无穿透接触约束。罚函数法处理时，有限元的刚度矩阵呈稀疏
机体、气缸盖模型很复杂，而且具有一定的对称性，一般只在模态计算和振动噪声分析时才建立完整模型；做强度分析时通常采用部分模型，利用其相对对称性，从整个模型上切出局部进行有限元建模及分析。根据分析目的和要求，用于强度分析
的一个 “ 罚 ” 惩。对泛函数进行离散，并在每一个
简化为圆柱面。整个模型单元数为２２１，节点７６８
为４１７７７４
小单元里进行变分，集合单元方程，就得到总体速度求解方程。此方程是一个大型的非线性方程组，
作用类型
除了气缸垫外，所有的部件材料都为线弹性材
料，只需定义材料的杨氏模量及泊松比。气缸垫为多层金属结构，在厚度方向的行为表现为垫片压力
ｌ２３４
５６
缸盖螺栓下表面与气缸盖上表面缸盖与气缸垫接触表面气缸垫与机体接触表面缸盖螺栓与机体连接的螺纹面
由于结构复杂，相互接触的关系很多，为了能
使计算快速收敛，将一些不重要的接触作了简化。
具体的结构连接及相互作用关系见表１。

150柴油机气缸盖连接螺栓预紧力施加的有限元及试验分析

元分析时，螺栓载荷的处理往往会影响到有限元分
析结果的精确度及可信度，尤其对于大功率柴油机来说更是如此。针对此现象，本文结合某６５Ｖ１０型柴油机改进设计的数值计算过程，采用ＣＤＣＥ软件ＩＤＡＡ／Ａ－ＥＳ建立了机体及相关零件的
关键词：发动机螺栓有限元方法试验
ＥｘｅｉｎａｎｉｉｅＥｌｍｅｔａｙｉｆｅＴｉｈｅｉｇＦｒｅｏｐｒｍｅｔｌｄＦｎｔｅｎａＡｎｌｓｓｏ — ｇｔｎｎｏｃｎＰｒＣｙｉｄｒＨｅｄＢｏｔｏ０Ｓｒｅｅｅｇｎｌｎｅａｌｆ１ｅｉｓＤｉｓｌ５Ｅｎｉｅ
１０柴油机气缸盖连接螺栓预紧力５施加的有限元及试验分析
问来彦１。李坤，２（．西省特种设备监督检验所，．１山２中北大学山西太原００５）３０１
摘要对发动机机体进行结构强度的有限元分析的时，发动机气缸盖连接螺栓预紧力的施加方式及施加位置对有限元分析结果的精确度往往具有重要的影响。文章结合某１０５柴油机进行性能强化数值模拟计算，对该柴油机气缸盖连接螺栓预紧力采用不同位置施加，并用实验结果验证对比了各方案，得到了合理的方案，为螺栓预紧力的模拟施加提供了可借鉴的帮助。
柴油机设计与制造
ＤｅｇＭａｕａｔｒｆｅｅＥｇｅｓｎ＆ｉｎｆｕｅｓｌｎｉｃｏＤｉｎ
ｄｉ１．６６ｉｎ１７－６４２１．１０ｏ０３９．ｓ．６１０１．１．３：９ｓ０００

6118型柴油机机体强度有限元计算

0引言柴油机产品开发过程中，保证机体的设计与制造质量是关键也是难点。

机体结构的设计必须保证它有足够的强度和刚度，既不能产生裂纹，也不能出现过大变形[1]。

柴油机结构强度研究的作用，就是在既定的性能要求下，保证内燃机充分的寿命和可靠性，而又最大限度地节约材料，这就是所谓“最佳化设计”的涵义。

有限元方法是伴随着计算机软硬件技术的革新而快速发展起来的现代设计计算方法，具有较强的解算能力、较高，的计算精度、较低的设计成本和易懂的应用方法，受到工程界的欢迎，是最有效的强度计算方法之一。

有限元技术的应用提高了内燃机结构设计的可靠性，简短了设计周期，推动了内燃机工业的发展[2]。

利用有限元计算，能够减少机体疲劳试验的成本和时间消耗，为设计提供参考[3]。

例如，福特公司利用有限元分析计算，成功解决了机体出现裂纹的问题[4]。

2机体模型的建立及边界条件的确定2.1机体有限元模型的建立柴油机机体结构上分布有各种加强筋、凸台、轴承孔、水套和油道孔，内有气缸套和各种纵、横隔板，在建立有限元模型时不可能每一个细节都一一考虑。

综合考虑结构的特点和计算机的计算能力，在建立柴油机机体组件模型时做了少量简化：1）略去机体内部细小的油道孔和螺栓孔。

如果不省略细小的孔洞，这些结构在划分网格时单元边长较小，其相邻区域单元边长也将较小，结果势必导致单元总数成倍增加。

2）忽略机体上对应力分布影响不大的铸造圆角。

3）对每个部分又根据其形状特点进行少量简化，以方便划分有限元网格。

简化后，机体的几何模型见图1。

在确保精度的前提下，为了有利于网格的自动划分和有效地控制网格的疏密程度，应该适当收稿日期：2013－12－01修回日期：2014－01－08doi ：10．3969／j．issn．1673－3142．2014．02．0166118型柴油机机体强度有限元计算金旭，薛冬新，宋希庚（116024辽宁省大连市大连理工大学内燃机研究所）［摘要］以6118型柴油机为研究对象，应用有限元分析技术分析其机体的结构强度。

柴油机缸盖设计计算

柴油机缸盖设计计算汽车与交通工程学院School of Automotive and Traffic Engineering 本科毕业设计CY4100ZLQ柴油机缸盖设计计算The Design and Calculation of Cylinder Head of CY4100ZLQ DieselEngine学院名称：专业班级：学生姓名：指导教师姓名：指导教师职称：2015 年6月目录摘要 (I)Abstract................................................................... I I 第一章绪论 (1)1.1内燃机气缸盖的研究及发展现状 (1)1.2 所要解决的问题和注意事项 (2)第二章 CY4100柴油机的设计参数 (3)2.1 主要技术指标 (3)2.2 整机技术规格 (3)第三章气缸盖的设计 (4)3.1 气缸盖的工作条件 (4)3.2 气缸盖的设计要求 (5)3.3 气缸盖材料的选择 (5)3.4 气缸盖结构设计 (9)3.5 气缸盖基本尺寸的确定 (16)第四章曲柄连杆机构的动力学计算 (19)4.1参数选择 (19)4.2设计计算及说明 (20)第五章气缸盖的热力计算 (26)5.1 参数选择 (26)5.2 燃料热化学计算 (27)5.3 燃烧过程的热力计算 (28)总结 (31)致谢 (32)参考文献 (33)摘要柴油机以其较高的热效率、扭矩特性和可靠性被广泛用作船舶、固定式装备及各种车辆。

随着世界范围内燃油价格的持续升高和公众环保意识的提高，经济性优越和低污染的直喷式柴油机尤其受到越来越多用户的青睐。

随着人们对柴油机要求的不断提高，发动机设计者们开始做大量细致的工作，以期在不牺牲其它指标的情况下达到提高功率，减少外形尺寸，增加使用寿命和降低制造成本的目的。

这就对柴油机中的气缸盖的设计提出了更高的要求。

本文通过参考《柴油机设计手册》，进行CY4100柴油机缸盖的设计计算。

某型柴油机缸盖罩漏油故障攻关

面压试验，看缸盖罩的实际压紧状态，查面压测量结果如图３
图４有限元计算得到的面压计算结果
在ＣＥ分析结果的指导下改进了缸盖罩的结构，高了Ａ提
刚度，强化后的缸盖罩比老缸盖罩在理论设计上要好，重新计
算后的结果如表２所示（因计算所使用的模型材料均匀，为理想化状态，以变形计算结果要比实际零件小很多，所但可作为不同方案计算结果的评估指标）。
区也会造成缸盖垫片烧焦进而漏油，用有限元分析技术，善了缸盖罩结构，应改消除了缸盖罩中部的漏油故障；过对铸造工艺的改通
进，避免了缸盖垫片烧焦的问题，克了漏油难关，攻取得了良好的效果；而水套流动死区的改进，也降低了排气管的故障率，有效避免
１４５１３５１３５１５５
Ｎｏ５Ｎｏ６
严密配合，而造成漏油（从如图１；）二是缸盖水套在第六缸有死区，冷却不足，造成该处温度过高，而烧焦缸盖罩垫片，从造
成漏油（图２。如）
图１缸盖罩变形漏油
了排气管变形、裂等故障。开关键词：油机；缸盖；柴气内置式桥接水套；缸盖罩；气气缸盖罩垫片中图分类号：Ｋ２．Ｔ４３２文献标识码：Ｂ
文章编号：６２５５２１０－４ — ２１７ — ４Ｘ（００）７０１１０

缸盖的厚度计算公式

缸盖的厚度计算公式缸盖是发动机的重要组成部分，它位于发动机的上部，用于封闭气缸和气门室，同时承受着高温高压的气体和燃烧产生的压力。

因此，缸盖的厚度对发动机的性能和可靠性有着重要的影响。

在设计和制造发动机时，需要根据发动机的排量、功率、转速等参数来确定缸盖的厚度。

本文将介绍缸盖厚度的计算公式及其影响因素。

缸盖的厚度计算公式可以表示为：T = (P × D^2) / (2 × S × Y)。

其中，。

T为缸盖的厚度（mm）；P为气缸内压力（Pa）；D为气缸直径（m）；S为材料的抗拉强度（Pa）；Y为安全系数。

在实际应用中，缸盖的厚度计算公式可以根据具体的发动机参数和材料特性进行调整和优化。

下面将分别介绍影响缸盖厚度的主要因素。

1. 气缸内压力（P）。

气缸内压力是影响缸盖厚度的重要因素之一。

发动机在工作时，气缸内的压力会受到燃烧产生的高温高压气体的影响，因此需要根据发动机的工作参数来确定气缸内压力。

一般来说，气缸内压力越大，缸盖的厚度也需要相应增加，以承受更大的压力。

2. 气缸直径（D）。

气缸直径是另一个影响缸盖厚度的重要因素。

气缸的直径越大，缸盖所受到的压力也会相应增加。

因此，需要根据发动机的气缸直径来确定缸盖的厚度，以确保其能够承受气缸内的压力。

3. 材料的抗拉强度（S）。

材料的抗拉强度是影响缸盖厚度的关键因素之一。

在选择缸盖的材料时，需要考虑其抗拉强度，以确保缸盖能够承受气缸内的压力和温度。

一般来说，材料的抗拉强度越大，缸盖的厚度也可以相应减小。

4. 安全系数（Y）。

安全系数是在计算缸盖厚度时需要考虑的另一个重要因素。

安全系数的大小会直接影响缸盖的设计和制造成本，以及其可靠性和耐久性。

一般来说，安全系数越大，缸盖的厚度也需要相应增加，以确保其能够承受气缸内的压力和温度。

综上所述，缸盖的厚度计算公式是根据气缸内压力、气缸直径、材料的抗拉强度和安全系数等因素来确定的。

在实际应用中，需要根据具体的发动机参数和材料特性来进行调整和优化，以确保缸盖能够承受气缸内的压力和温度，同时满足设计和制造的要求。

油缸强度计算公式汇总

常用油缸强度计算公式汇总一、缸体强度计算： 1、缸体壁厚计算 ⑴ 按薄壁筒计算：[]σδ2D P y ≥⑵ 按中等壁厚计算：[]()c P DP yy +-=ψσδ3.2⑶按厚壁筒计算：[][]⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥y P D 73.12σσδP y 试验压力(Mpa)；［σ］缸体材料许用应力；［σ］＝σb / n ； σb 缸体材料的抗拉强度。

对于45钢正火处理，σb ＝580 Mpa ； n 安全系数；一般取3.5～5； ψ 强度系数；对于无缝钢管ψ＝1； c 计入管壁公差及侵蚀的附加壁厚；一般按标准圆整缸体外圆值； D 缸体内径(mm)2、缸底厚度计算⑴ 平形无油孔：[]σyP Dh 433.0=⑵ 平形有油孔：()[]σ0433.0d D DP Dh y -=d 0油口直径(mm)；3、缸筒发生完全塑性变形的压力计算⎪⎭⎫⎝⎛=D D Log P s p 113.2σ式中：P pl 缸筒发生完全塑性变形的压力； σs 缸体材料的屈服强度。

对于45钢正火处理，σs ＝340 Mpa ； D 1 缸体外径4、缸筒径向变形计算⎪⎪⎭⎫⎝⎛+-+⨯=∆γ221221D D D D E P D D y式中：△D 缸体材料在试验压力下的变形量； E 缸体材料弹性模数；对于钢材E ＝2.1×105 Mpa ； γ 缸体材料的泊松系数；对于钢材γ＝0.3；5、缸体焊缝连接强度计算()()[]σηηπσ≤-=-=2121221214d D PyD d D F式中：d 1 焊缝底径； η 焊接效率，一般取η＝0.7；［σ］缸体材料许用应力；［σ］＝σb / n ； σb 缸体材料的抗拉强度。

对于45钢正火处理，σb ＝580 Mpa ； n 安全系数；一般取3.5～5；6、缸体螺纹连接强度计算缸体外螺纹的拉应力为：()()22122215.14Dd P D D d KFy -=-=πσ 缸体螺纹处的剪应力为：()23102331017.02.0D d P d D D d FKd K y -=-=τ 合应力为： ()[]στσσ≤+=223n式中： K 螺纹预紧力系数，一般为1.25～1.5； K 1 螺纹内摩擦系数，一般取K 1＝0.12； d 0 螺纹外径；［σ］缸体材料底许用应力，［σ］＝σs / n ； σs 缸体材料的屈服强度。

发动机汽缸盖力矩计算公式

发动机汽缸盖力矩计算公式在汽车发动机的设计和维护过程中，汽缸盖是一个非常重要的部件。

汽缸盖不仅需要具有足够的强度和刚度来承受高温高压的工作环境，还需要能够有效地密封汽缸和气门系统，以确保发动机的正常工作。

而在汽缸盖的安装和拆卸过程中，合理地计算和施加力矩也是非常重要的，以避免损坏汽缸盖或者导致汽缸盖密封不严。

本文将介绍汽缸盖力矩的计算公式，并探讨力矩对汽缸盖安装的影响。

汽缸盖力矩的计算公式可以用来确定在汽缸盖安装过程中需要施加的力矩大小。

力矩是一个力对物体产生转动效果的物理量，通常用于描述旋转运动时的力的大小和方向。

在汽缸盖的安装过程中，正确地施加力矩可以确保汽缸盖与发动机的其它部件紧密结合，从而有效地防止气体和液体的泄漏，保证发动机的正常工作。

汽缸盖力矩的计算公式通常包括以下几个因素，螺栓直径、螺栓材料、螺纹类型、螺栓预紧力、螺栓摩擦系数等。

其中，螺栓直径和材料决定了螺栓的强度和承载能力，螺纹类型和摩擦系数则影响了螺栓的力矩传递效率，而螺栓的预紧力则直接影响了汽缸盖的紧固状态。

一般来说，汽缸盖力矩的计算公式可以表示为：T = K F D。

其中，T表示力矩，K表示摩擦系数，F表示螺栓的预紧力，D表示螺栓的直径。

根据这个公式，我们可以看到力矩与螺栓的预紧力和直径成正比，与摩擦系数也有关系。

在实际的汽缸盖安装过程中，我们可以根据这个公式来计算所需的力矩大小，从而确保汽缸盖的安装质量。

在实际的汽缸盖安装过程中，力矩的大小对汽缸盖的安装质量有着直接的影响。

如果力矩过小，汽缸盖可能无法与其它部件紧密结合，导致气体和液体的泄漏；如果力矩过大，可能会导致汽缸盖和其它部件的损坏，甚至导致汽缸盖的变形。

因此，正确地计算和施加力矩是非常重要的。

除了力矩的大小之外，力矩的施加方式也是非常重要的。

在汽缸盖的安装过程中，我们通常会采用交叉顺序来施加力矩，以确保汽缸盖与其它部件能够均匀地紧密结合。

此外，我们还需要注意力矩的施加速度和角度，以避免损坏汽缸盖或者导致汽缸盖的变形。

柴油机缸径功率计算公式

柴油机缸径功率计算公式柴油机是一种内燃机，它利用柴油作为燃料来产生动力。

柴油机的性能参数是衡量其工作能力的重要指标，其中功率是其中的一个重要参数。

柴油机的功率与其缸径有着密切的关系，下面将介绍柴油机缸径功率计算公式。

首先，我们需要了解什么是柴油机的缸径。

柴油机的缸径是指活塞在缸内运动时所能达到的最大直径。

通常情况下，柴油机的缸径是固定的，因此可以通过缸径来计算柴油机的功率。

柴油机的功率计算公式如下：功率（kW）=（π/4）×（缸径）^2 ×冲程×活塞数×缸数×燃油热值×燃烧效率 / 367。

其中，π是圆周率，缸径是柴油机的缸径（单位为米），冲程是活塞在缸内来回运动的距离（单位为米），活塞数是柴油机每个缸内的活塞数量，缸数是柴油机的缸数，燃油热值是燃料的热值（单位为J/kg），燃烧效率是燃料在燃烧过程中的能量利用效率。

这个公式可以帮助我们计算柴油机的功率，从而帮助我们了解柴油机的性能。

下面我们将详细介绍每个参数的含义和计算方法。

首先是缸径和冲程。

缸径和冲程是柴油机的两个重要参数，它们决定了柴油机的排量和性能。

缸径是活塞在缸内运动时所能达到的最大直径，通常以米为单位。

冲程是活塞在缸内来回运动的距离，也以米为单位。

这两个参数可以通过柴油机的技术参数表或者直接测量来获取。

接下来是活塞数和缸数。

活塞数是指柴油机每个缸内的活塞数量，缸数是指柴油机的总缸数。

这两个参数也可以通过柴油机的技术参数表或者直接测量来获取。

然后是燃油热值和燃烧效率。

燃油热值是指燃料在燃烧过程中所释放的能量，通常以焦耳/千克（J/kg）为单位。

燃烧效率是指燃料在燃烧过程中的能量利用效率，通常以百分比表示。

这两个参数可以通过燃料的技术参数表或者实验测量来获取。

最后是公式中的常数367。

这个常数是用来将计算结果从焦耳/秒（W）转换为千瓦（kW）的，它是一个固定的常数。

通过这个公式，我们可以计算出柴油机的功率，从而了解柴油机的性能。

柴油机缸盖热固耦合强度故障诊断与优化设计分析

根据市场反馈，某机型柴油机在长时间的运行之后，在缸盖的进气道表面、两个气门分流面上出
结构有限元法对某机型柴油机的气道裂纹故障进行故障模式复原，结合有限元模型和结果提出多个改进方案，对比这些改进方案与原结构，从温度场、
现裂纹，同种机型在台架上做热冲击试验也出现类似故障，图ｌ中可以看到故障件实物相片。从故障现象初步分析判断是缸盖热机耦合应力作用下导致局部强度失效。因此，利用计算方法建立了缸盖温度场到热应力和机械应力，以及最终高周疲劳强度
还要合理布置气门和喷油器。因此，缸盖是柴油机
结构中最复杂，最难设计的零部件之一。本文简单阐述了某机型柴油机的缸盖改进过
程，结合一维热力学工作过程计算、三维ＣＦＤ方法和
豳１缸盖裂纹买物图
变形过大会加速气门座的磨损、气门杆咬死和气缸
２基于模拟技术的分析方法和流程
２．１故障分析
密封破坏等问题，引起 “ 三漏” 问题等等。缸盖设计
时除了考虑在柴油机工作过程中能承受高温高压的燃气的作用，还要有良好的气道、水路设计。同时
的分析方法，缸盖分析和改进流程见图２所示

(完整版)油缸强度计算公式汇总

常用油缸强度计算公式汇总一、缸体强度计算： 1、缸体壁厚计算 ⑴ 按薄壁筒计算：[]σδ2D P y ≥⑵ 按中等壁厚计算：[]()c P DP yy +-=ψσδ3.2⑶按厚壁筒计算：[][]⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥y P D 73.12σσδP y试验压力(Mpa)；［σ］缸体材料许用应力；［σ］＝σb / n ；σb 缸体材料的抗拉强度。

对于45钢正火处理，σb ＝580 Mpa ； n 安全系数；一般取3.5～5；ψ 强度系数；对于无缝钢管ψ＝1；c 计入管壁公差及侵蚀的附加壁厚；一般按标准圆整缸体外圆值； D 缸体内径(mm)2、缸底厚度计算⑴ 平形无油孔：[]σyP Dh 433.0=⑵ 平形有油孔：()[]σ0433.0d D DP Dh y -=d 0油口直径(mm)；3、缸筒发生完全塑性变形的压力计算⎪⎭⎫⎝⎛=D D Log P s p 113.2σ式中：P pl 缸筒发生完全塑性变形的压力； σs 缸体材料的屈服强度。

对于45钢正火处理，σs ＝340 Mpa ； D 1 缸体外径4、缸筒径向变形计算⎪⎪⎭⎫⎝⎛+-+⨯=∆γ221221D D D D E P D D y式中：△D 缸体材料在试验压力下的变形量； E 缸体材料弹性模数；对于钢材E ＝2.1×105 Mpa ； γ 缸体材料的泊松系数；对于钢材γ＝0.3；5、缸体焊缝连接强度计算()()[]σηηπσ≤-=-=2121221214d D PyD d D F 式中：d 1 焊缝底径； η 焊接效率，一般取η＝0.7；［σ］缸体材料许用应力；［σ］＝σb / n ； σb 缸体材料的抗拉强度。