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