Method of calculating the heat and stress-deformed state of the cylinder head of a transport diesel with liquid cooling

Abstract


In an internal combustion engine (ICE), stresses arise from the action of a variable gas force and from a variable temperature due to the combustion of fuel in the combustion chamber in the cylinder head and piston, while the thermal stresses are much higher than the stresses from the power load. Therefore, at the design stage of a new engine design, they are calculating the durability of heat-stressed parts, since they limit the reliability of a piston engine. The paper discusses the method of selecting source data when calculating the thermal and stress-strain state of the cylinder head of a diesel engine using the finite element method and using the Solid Works software package. The stages of creating and preparing a solid model of a cylinder head to create a finite element model are described using the example of the 8ChN12 / 13 diesel engine (KAMAZ 740.75-440). The main loads acting on the cylinder head during the assembly period are considered: efforts from pressing in valve seats and bushings, as well as from tightening the bolts for fastening the head to the crankcase. The shape of the elements for the finite element model of the cylinder head was chosen from the condition of reducing the estimated time. This condition was suited to the shape of a finite element in the form of a tetrahedron with four nodal points. These elements made it possible to reduce the computational grid in cross sections, for example, stress concentration. It is shown that high-frequency temperature fluctuations that occur as a result of the flow of the working process of a piston engine do not affect the thermal strength of the cylinder head, and high-frequency temperature fluctuations due to changes in the engine operating conditions affect. The changes in the basic characteristics of the aluminum alloy from which the cylinder head is made with temperature and cyclic thermomechanical loading of low frequency are given. It is shown that with increasing temperature, the endurance limit of the material decreases at low frequency loads.

Full Text

Введение При работе транспортного дизеля на неустановившихся режимах в головке цилиндров и поршне возникают напряжения не только от переменной газовой силы, но и переменные температурные напряжения, вызванные перепадом температур в отдельных сечениях этих деталей, так как тепловое состояние в камере сгорания изменяется во времени. Отметим, что как показывают расчеты [1] часто температурные напряжения теплонапряженных деталей на порядок превышают напряжения от силовых нагрузок. Поэтому на стадии проектирования нового поршневого двигателя с заданными в техническом задании показателями долговечности расчету именно долговечности головки цилиндров или поршня уделяется большое внимание. Рассмотрим методику выбора исходных данных при расчете теплового и напряженно-деформированного состояния головки цилиндра транспортного дизеля с использованием метода конечных элементов и с помощью программного комплекса Solid Works с учетом характера нагружения при сборке, а также в условиях эксплуатации. Цель исследования Предложить методику выбора исходных данных при расчете теплового и напряженно-деформированного состояния головки цилиндров транспортного дизеля жидкостного охлаждения с учетом нагрузок, возникающих от запрессовки седел и втулок клапанов, установки форсунок, закрепления головки при сборке, а также при работе дизеля в эксплуатации. Предлагаемый метод исследований Так как расчет проводится в программных комплексах SolidWorks [2, 3], то перед построением конечно-элементной модели (КЭМ) необходимо построить твердотельную 3D модель головки цилиндров (ГЦ). Построение 3D модели ГЦ может проводиться тремя способами: прямым, обратным и комбинированным. Прямой способ состоит в построении твердотельной модели по чертежам ГЦ. Обратный - в определении размеров и построении 3D модели по готовому изделию. Поскольку ГЦ представляет собой сложную пространственную деталь, имеющую разветвленную внутреннюю геометрию (полости охлаждения, впускные/выпускные каналы, масляные магистрали), то для наиболее точного построения твердотельной модели необходимо знать точнее размеры внутренних полостей. Рассмотрим подробнее комбинированный способ определения параметров на примере ГЦ дизеля 8ЧН12/13 (КамАЗ 740.75-440). Габаритные размеры и размеры надстройки ГЦ берутся с чертежей. Для уточнения геометрии внутренних полостей головку необходимо разрезать на несколько горизонтальных слоев. При этом нужно иметь в виду, что режущий инструмент имеет собственную толщину, которую необходимо учитывать и компенсировать при построении 3D модели. В противном случае результирующие размеры и геометрия будут искажены. В то же время увеличение количества разрезов позволяет более точно смоделировать внутренние полости ГЦ, внося при этом погрешность из-за экстраполяции вырезанного материала. При построении 3D модели на основе метода реверс-инжиниринга особое внимание следует уделять расположению и корректности постановки размеров мелких фасок, скруглений, автоматически построенных поверхностей (операция вытягивание по сечениям с кривой образующей [2, 3]). Также следует обращать внимание на элементы нулевой толщины. На рис. 1 приведены этапы создания твердотельной модели ГЦ дизеля 8ЧН12/13 обратным способом - путем разреза на пять слоев. а) б) Рис. 1. Результат построения твердотельной модели: а - разрезанная на 5 слоев ГЦ, б - твердотельная 3D модель ГЦ На основе созданной твердотельной трехмерной модели (см. рис. 1 б) с использованием программного комплекса КЭ-моделирования SolidWorks Simulation строится конечно-элементная модель (КЭМ) ГЦ. Как показал опыт использования МКЭ при расчете ГЦ дизеля воздушного охлаждения [1], наиболее целесообразно использовать в КЭМ четырехузловые тетраэдры (рис. 2), применение которых способствует уменьшению расчетного времени по сравнению с другими КЭ [1, 2], а также позволяет более точно описывать геометрию ГЦ по сравнению с гексаэдрами или пентаэдрами (восьми и шести узловыми элементами). Рис. 2. Четырехузловой тетраэдр для КЭ При построении КЭМ необходимо уменьшить размер сторон КЭ в местах концентрации напряжений (межклапанная перемычка, перемычка между трубопроводами и отверстием для установки форсунки и т.д.) и в сечениях резкого перепада температур. После построения КЭМ ГЦ дизеля 8ЧН 12/13 (740.75-440) состоит из 28 005 конечных элементов и 47 347 узловых точек (рис. 3). Рис. 3. Конечно-элементная модель ГЦ Для определения максимальной температуры цикла нагружения необходимо задать характеристики материала, из которого изготовлена ГЦ. В данном конкретном случае ГЦ изготавливается из алюминиевого сплава АК9ч (АЛ4). Для проведения расчетов теплонапряженного деформированного состояния (ТНДС) необходимо знать не только основные характеристики материала, но также законы изменения этих характеристик в зависимости от температуры. Изменения модуля упругости , пределов прочности и текучести , коэффициентов линейного теплового расширения и теплопроводности а также массовой теплоемкости от температуры приведены в табл. 1 [4]. Таблица 1 Изменение физико-механических свойств алюминиевого сплава АК9ч (АЛ4) , oК , МПа , МПа , МПа , 1/К , Вт/(м ∙°К) , Дж/(кг ∙°К) 293,16 72000 317 170 0,0000209 152 714 373,16 66900 307 150 0,0000217 155 755 423,16 66500 292 130 0,0000221 156 776 Плотность кг/м3, коэффициент Пуассона . Механические свойства алюминиевого сплава АК9ч (АЛ4) существенно ухудшаются при нагреве с 300 до 423 °К. Предел прочности уменьшается с 317 МПа до 292 МПа, предел текучести - с 170 МПа до 130 МПа, а модуль упругости - с 0,72·105 МПа до почти 0,66·105 МПа [3] (рис. 4). Все это приводит к резкому снижению долговечности ГЦ. Рис. 4. Изменение свойств сплава АК9ч (АЛ4) при изменении температуры Коэффициент теплового расширения и коэффициент теплопроводности в меньшей степени зависят от температуры. Рис. 5. Усталостные кривые для сплава при циклических термомеханических нагружениях низкой частоты (1/30 Гц) На рис. 5 приведены графики малоцикловой усталости алюминиевого сплава при изменении температуры испытываемых образцов. Так как ГЦ испытывает при работе двигателя в реальных условиях термомеханические нагружения низкой частоты, то результаты, приведенные на рис. 5, могут быть использованы при расчете долговечности ГЦ. Правомерность использования этих данных для условий быстроходных дизелей обоснована в работе [4]. Разделим условно все напряжения, возникающие в сечениях ГЦ от сборки до работы двигателя в эксплуатации на напряжения, вызванные механическим воздействием, а также вызванные перепадом температур: а) напряжения, вызванные механическим воздействием на ГЦ: · запрессовка седел и втулок клапанов; · затяжка гайки или болта крепления форсунки; · затяжка болтов или шпилек крепления ГЦ; · газовой силы; б) напряжения, вызванные перепадом температур в сечениях ГЦ. Рассмотрим более подробно, как определить напряжения, вызванные механическим воздействием на ГЦ. Рис. 6. Сопряжение при запрессовке двух цилиндрических деталей: 1 - внутренняя деталь; 2 - внешняя деталь При запрессовке седел и втулок клапанов на ГЦ оказывает контактное давление, так как они соединяются при горячей посадке, при этом внешние диаметры седел и втулок клапанов больше диаметра отверстия в ГЦ, куда устанавливаются эти детали (рис. 6). Запрессовка может осуществляться под давлением или за счет разности температур деталей 1 и 2 (см. рис. 6). После запрессовки на внутренней поверхности детали 2 (ГЦ) возникает контактное давление, величину которого можно определить, используя решение Ламе [5, 6], поскольку сопрягаемые детали имеют одинаковую длину. Так как седла и втулки клапанов изготовлены из серого чугуна, а ГЦ - из алюминиевого сплава, то на контактной поверхности возникает дополнительное контактное давление за счет разности αАл и αСЧ - коэффициентов линейного температурного расширения алюминиевого сплава и серого чугуна соответственно. Окончательно контактное давление p на поверхности ГЦ (см. рис. 6 - деталь 2) равно [6]: , (1) где - разность диаметров деталей (натяг в соединении деталей 1 и 2) (см. рис. 6); и - коэффициенты линейного температурного расширения алюминиевого сплава и серого чугуна соответственно, 1/град; - диаметр посадочной поверхности отверстия в ГЦ; d2 - внешний диаметр седла или втулки клапана; - модуль упругости серого чугуна (детали 2), из которого изготовлены седла и втулки клапана; - отношение внутреннего диаметра седла или втулки клапана к диаметру посадочной поверхности ГЦ; - коэффициент Пуассона для серого чугуна; - модуль для алюминиевого сплава для ГЦ; - отношение диаметра посадочной поверхности ГЦ к условному диаметру (примем, используя принцип Сен-Венана [6], что сопрягаемые детали имеют одинаковую толщину); - коэффициент Пуассона для материала ГЦ. При установке форсунки затягивается гайка, усилие при этом предполагается в виде равномерно распределенного давления в пределах конуса давления [5] по месту контакта уплотнительной шайбы форсунки с опорной поверхностью ГЦ [5]. Если обозначить Ff - площадь поверхности форсунки на внутренней поверхности ГЦ, м2, то на этой поверхности действует равномерно распределенная нагрузка: , (2) где pz - максимальное давление сгорания на расчетном режиме, Па; p0 - атмосферное давление, Па. Усилия от затяжки болтов крепления головок цилиндров (в нашем случае головки цилиндров индивидуальные) определяются в зависимости от величины газовой силы Pg: , (3) где pz - максимальное давление сгорания на расчетном режиме, Па; p0 - атмосферное давление, Па; Fp - площадь поршня, м2. Если головка выполняется многоцилиндровой (является общей для нескольких или всех цилиндров), то Pg умножается на количество цилиндров. Усилие, приходящее на один болт, соответственно равно: , (4) где ib - количество болтов, удерживающих головку цилиндров. Усилие затяжки болта крепления ГЦ при заданном коэффициенте запаса плотности стыка ν равно [5]: , (5) где χ - коэффициент основной нагрузки резьбового соединения (обычно χ = 0,2…0,4), и прилагается в КЭМ в виде равномерно распределенной нагрузки по поверхности. Для обеспечения плотности стыка между ГЦ и блоком цилиндров принимают ν = 1,2…2,5 - при мягких прокладках; ν = 2,5…3,5 - при металлических прокладках; ν = 3,0…4,0 - при плоских металлических прокладках. Коэффициент основной нагрузки можно определить расчетным путем по формуле [5]: , (6) где - сумма коэффициентов податливости стягиваемых деталей (деталей системы корпуса) [5]; - сумма коэффициентов податливости стягиваемых деталей и болта (рис. 7). Рис. 7. Схема крепления головки цилиндра: 1 - ГЦ; 2 - прокладка; 3 - блок цилиндров Коэффициент податливости тонкой λd промежуточной детали (прокладки) определялись по формуле: , (7) здесь l1 - толщина прокладки; a - внешний диаметр опорной поверхности гайки (головки болта); tgα = 0,4…0,5 (для конуса давления); d0 - диаметр отверстия под болт; Ed - модуль упругости прокладки, Н/м2. Для определения силы давления газов выбиралось максимальное давление сгорания на расчетном режиме работы двигателя. Для определения температурных напряжений, возникающих в сечениях ГЦ при работе дизеля необходимо решение нестационарной задачи теплопроводности с выбором граничных условий, описывающих тепловое взаимодействие поверхности ГЦ и окружающей средой [1], что позволит определить теплонапряженное состояние ГЦ. Поскольку в работе [1] методика расчета рассмотрен достаточно подробно, то в настоящей работе этот расчет нами не приводится. Отметим только, что изменение температуры в ГЦ, вызванное рабочим процессом (высокочастотные колебания) не оказывают существенного влияния на НДС ГЦ. Расчет и моделирование НДС ГЦ проводится только при работе дизеля на различных режимах. Сложный теплообмен в КС дизеля нестационарен, что связано с изменением температур и давления рабочего тела не только в течение цикла, но и при различных режимах работы. К тому же транспортный дизель 80...90% времени работает на неустановившихся режимах. Заключение Предлагаемая методика выбора исходных данных при расчете теплового и напряженно-деформированного состояния головки цилиндров транспортного дизеля жидкостного охлаждения с учетом нагрузок, возникающих от запрессовки седел и втулок клапанов, установки форсунок, закрепления головки при сборке, а также при работе дизеля в эксплуатации позволяет провести расчет на прочность, а также прогнозировать надежность ГЦ в эксплуатации.

About the authors

A. N Gotz

Vladimir State University named after Alexander Grigorievich and Nikolai Grigorievich Stoletovs (VlSU)

Email: hotz@mail.ru

DSc in Engineering

V. S Klevtsov

Vladimir State University named after Alexander Grigorievich and Nikolai Grigorievich Stoletovs (VlSU)

Email: ehanic2221@rambler.ru

References

  1. Гоц А.Н., Иванченко А.Б., Прыгунов М.П., Французов И.В. Моделирование теплонапряженного состояния головки цилиндров тракторного дизеля воздушного охлаждения // Фундаментальные исследования. 2013. № 6-5. С. 1061-1067. URL: http://fundamental-research.ru/ru/article/view?id=31686 (дата обращения: 26.07.2018).
  2. Алямовский А.А. COSMOSWorks. Основы расчета конструкций на прочность в среде SolidWorks. М.: ДМК Пресс, 2010. 784 с.
  3. Алямовский А.А. Инженерные расчеты в SolidWorksSimulations. М.: ДМК Пресс, 2010. 464 с.
  4. Абрамчук Ф.И., Марченко А.П., Разлейцев Н.Ф. и др. Современные дизели: повышение топливной экономичности и длительной прочности: Под ред. А.Ф. Шеховцова. К.: Технiка, 1992. 272 с.
  5. Иосилевич Г.Б., Лебедев П.А., Стреляев В.С. Прикладная механика. М.: Машиностроение, 2013 576 с.
  6. Гоц А.Н. Численные методы расчета в энергомашиностроении : учебное пособие. М. : ФОРУМ : ИНФРА-М. 3-е изд., испр. и доп., 2017. 352 с.

Statistics

Views

Abstract - 22

PDF (Russian) - 3

Cited-By


Article Metrics

Metrics Loading ...

PlumX

Dimensions


Copyright (c) 2019 Gotz A.N., Klevtsov V.S.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies