0 引言

气门作为柴油机内部工作环境较为恶劣的部件之一，不仅承受缸内高温高压燃气的冲刷，还要受到燃气压力、惯性力、弹簧力、摇臂推力和摩擦力等机械负荷作用，详细分析气门的热-机耦合场分布规律，对于分析气门的失效形式、优化气门设计、提高气门寿命以及整机的工作效率和可靠性具有重要意义。

目前国内外的研究者对于气门的研究主要集中在通过对排气门按不同的工况进行区域划分，并利用经验公式得到每个区域换热边界条件，进而得到排气门稳态的温度场和热应力场分布[1-7]。对于进气门的稳态温度场、热应力场以及热-机耦合应力场的研究较少。

本文根据某车辆柴油机进排气门工作状态，为了得到更精确的稳态温度场，将其一个工作循环分为开启和落座两个阶段进行瞬态温度场计算并进行迭代，得到其稳态温度场和热应力场分布规律。为了能更加真实地反应气门的实际工作状况下的应力场分布规律，进行了热负荷和机械负荷双重作用下的耦合应力模拟。

2.2 下载频次 54篇高被引论文的总下载频次为45 839次，单篇最高下载频次为4 194次（对应的被引频次为104次），单篇最低下载频次为81次（对应的被引频次为20次），平均下载频次为849次∕篇。其中，下载频次＞2 000次的论文有3篇，500次＜下载频次≤2 000次的论文有26篇，100次＜下载频次≤500次的论文有23篇，下载频次≤100次的论文有2篇。

1 理论分析

1.1 气门换热边界条件

在计算过程中，选取第三类边界条件，即应用外界环境的温度和对流换热系数[4]来计算气门的温度场分布：

 

根据气门的实际工作状态和受力情况，得到气门座圈处x和y方向的位移受约束、上端面z方向的位移受约束，气门导杆处x、y和z方向的位移受约束，气门锁夹处x和y方向受约束，在受约束的面上位移设置都为零。

（1）缸内燃气与气门的换热

气门内部的热传导规律遵循傅里叶定律，即单位时间内通过微元等温面dA的热量dQ与温度梯度成正比，即：

由GT-Power软件计算出随曲轴转角变化的某柴油机缸内瞬时平均温度和对流换热系数后，计算缸内各阶段、各个区域稳态工况下的燃气平均温度Tm和平均换热系数hm：

 

式中：Tmi——第i个区域稳态工况下的平均温度；hmi——第i个区域稳态工况下的平均对流换热系数；Ti——第i个区域瞬时温度；hi——第i个区域瞬时对流换热系数。

（2）气门与座圈及气门倒杆的换热

结合进排气门的升程、进排气道内气体的温度及换热系数和缸内气体的温度和换热系数，在柴油机一个循环的工作状态中，进气门工作状态分为两个：进气门落座（-90～310°曲轴转角、590～630°曲轴转角）和进气门开启（310～590°曲轴转角）；排气门工作状态分为两个：排气门落座（-90～130°曲轴转角、410～630°曲轴转角）和排气门开启（130～410°曲轴转角）。

参考文献[5]的处理方法，借鉴多层圆筒壁热阻模型的求解思路，结合不同材料接触热阻倒数曲线，求解气门与座圈及气门倒杆的换热边界条件：

 

式中：λ——材料的热导；L——特征长度；d1，d2——圆筒的内径和外径。

当气门落座时，A1和A2位于气门导管上方，A3和A4直接与气门导管接触；A5周围为进排气道内的进排气气体；A6与气门座接触；A7下方为缸内高温燃气。当气门开启时：A1位于气门导管上方；A2和A3直接与气门导管接触；A4和A5周围为进排气道内的进排气气体；A6和A7周围为缸内高温燃气。换热区域划分如图5。

1.2 气门内部的热传导

送走齐眉，田卓把高潮留在自己办公室，又把冯可儿叫了过来，和他们一道商量即将举办的“最具发展潜力房地产企业”颁奖典礼的事情。田卓说，十家入选的房地产企业，今天我们已经找齐了。下一步，就要操办颁奖典礼了。颁奖典礼的主持人，拟邀出席的领导和知名人士，这个就不要我们操心了，马老会出面联系的。以马老的身份和地位出面，邀请的领导和主持人绝对是重量级的，可谓是全国人民都知道。我们现在所要商量的是，会议什么时间举办，在什么地方举办，来宾下榻在什么地方，等等等等，你们发表一下意见。

 

式中：“-”——热量是从温度高的地方流向温度低的地方，其方向与温度梯度方向相反；k——材料的导热系数。

2 模型的建立与求解

本文分别针对柴油机的进排气门进行分析研究，建立的模型主要包括柴油机的工作过程模型和进排气门的有限元计算模型。

进气门的几何模型、网格划分模型和边界划分模型如图4。对进气门进行网格划分时，选取自适应曲面网格划分方法，最终得到330 075个节点，220 501个单元。针对气门不同位置外界换热边界条件相差较大的情况，参考文献[1]的处理方法，根据进排气门在开启和关闭时与外界不同接触区域情况，将其分为7个传热区域，分别为A1-A7。

2.1 柴油机工作过程模型

本文以某柴油机的进排气门为研究对象，围绕其进行计算分析。为节约计算时间，应用GTPower软件建立了该柴油机一侧气缸排的工作过程模型，计算得到的缸内燃气状态参数作为气门换热边界条件的依据。该柴油机的主要结构参数和部分性能指标如表1所示。

 

表1 柴油机机构参数及性能指标Tab.1 Diesel engine structure parameters and performance indicators

  

型式 四冲程直喷式废气涡轮增压柴油机缸数及排列 12缸、V型、60°夹角缸径/冲程 150 mm/183.5 mm压缩比/排量 13.5/38.8 L连杆长度 320 mm标定功率/转速 537 kW/2 000r/min

柴油机进排气门的升程曲线如图1所示，工作过程模型如图2所示。

  

图1 进排气门的升程示意图Fig.1 Sketch map of intake and exhaust valve lift

  

图2 柴油机一侧气缸排的工作过程模型Fig.2 Working process model of diesel engine inblock cylinder

2.2 气门的有限元模型

2.2.1 模型、网格及传热区域划分

应用Pro E软件建立了进排气门的三维几何模型如图3所示。从图中可以看出进气门的直径（54 mm）比排气门的直径（50 mm）大，且进气门为平底，而排气门的底部为球形底，这样既可以增强排气门的刚度，也可以降低排气阻力。

  

图3 进排气门几何模型Fig.3 Geometric model of intake and exhaust valve

决策式的句法分析方法，是以特定的方向逐步取一个待分析的词，为每次输入的词产生一个单一的分析结果，每读入一个词，都要根据当前状态作出决策。分析过程可以看作是一步步作用于输入句子之上的分析动作的序列。

  

图4 气门的几何、网格及边界模型Fig.4 Geometric,mesh and boundary models of the valve

2.2.2 材料参数的确定

气门的材料为21-4N奥氏体耐热钢,主要成分为5Cr21Mn9Ni4N，其热物性参数[6]如表2。

2.2 王屋镇各树种“古树之最”的生境 调查表明，王屋镇各树种“古树之最”位于家户门前、寺庙周边、景区之内、道路边(表2)，海拔为389～981 m，坡向多为南向，坡度为0～30°，坡位多为中、下位，土质多为褐土。

 

表2 气门材料的热物性参数Tab.2 Thermal physical property parameters of valve material

  

密度kg/m3线膨胀系数/K导热系数w/m2K比热J/kgoC弹性模量GPa 泊松比7 900 1.8e-5 111.5 485 210 0.28

2.2.3 气门热负荷边界条件的确定

他带领我国盐行业的科技水平实现了历史性进步，促进新技术、新工艺、新设备在盐产品生产的过程中得到广泛应用；他治下的中盐集团在保障突发自然灾害期间的食盐供应、化解全国性食盐抢购风潮、普及碘盐供应、消除碘缺乏病等方面作出了积极贡献。

  

图5 气门换热区域划分示意图Fig.5 Valve heat zoning diagram

然而，1957年1月，受“左倾”错误路线影响，汤甲真因个人结婚事项，受到错误处分。从1957年至“文革”十年间，汤甲真长期饱受委屈和磨难。

通过应用Gt-power模型计算得到的标定工况下缸内、进气管内的新鲜冲量以及排气管内废气瞬时平均温度和换热系数，作为进排气门7个传热区域的边界条件。

当然，对于大部分学生我们的方法是可行的，而每一个班级里都会有那么几个与众不同的孩子，我们面对这样的个体差异，就更应该做到以生为本，因材施教。抓住孩子的兴趣点，接受孩子之间的差异，给孩子提供宽松的学习环境，不给孩子带来心理压力，欲速则不达，要循循善诱，耐心引导。

柴油机处于不同工作状态时刻7个传热区域对应的换热边界条件[1]如表3所示。

 

表3 七个传热区域对应的热换边界条件Tab.3 Seven corresponding thermal boundary conditions in heat transfer areas

  

进气门 排气门开启 落座 开启 落座温度 换热系数 温度 换热系数KW/(m2·K)KW/(m2·K)KW/(m2·K)KW/(m2·K)A1 357.20 13.13 357.23 13.15 357.65 14.21 357.57 14.25 A2 359.30 175.32 357.23 13.15 370.32 179.23 357.57 14.25 A3 359.30 175.32 360.23 180.36 370.32 179.23 365.21 182.32 A4 407.83 413.39 360.23 180.36 791.99 932.84 365.21 182.32 A5 407.83 413.39 418.10 238 791.99 932.84 808.10 940.02 A6 470.99 580.86 723.12 5 000 739.13 395.60 760.12 5 000 A7 470.99 580.86 977.75 1 085.77 739.13 395.60 808.57 1 200.99系数 温度 换热系数 温度 换热

2.2.4 气门机械负荷边界条件的确定

根据发动机进排气门运动规律，参考文献[7]、[9]、[10]，气门在工作过程中受到燃气作用力、弹簧力、气门惯性力、摩擦力和摇臂推理的相互作用，其机械负荷的求解方法和施加方式如表4。

城市之间必然会有差异性，每个城市都有自己独特的文化氛围与历史底蕴，因此城市建筑以及规划自然会有所差异甚至是完全不同。但是目前我国城市规划中出现了大量的照搬照抄和拿来主义现象，城市出现规划统一性，根本没有体现本城市的特色所在，这就造成了城市建设的千篇一律，仅仅是制造一座用来居住的城市，而不是制造一座真正具有人文气息的城市。

 

表4 气门机械负荷的求解方法和施加方式Tab.4 Valve mechanical load solution method and the way of applying

  

机械负荷 求解方法 施加方式燃气作用力通过发动机各个曲轴转角所对应的燃气压力来确定气门盘表面弹簧力 通过气门升程和气门加速度来确定 气门锁夹处气门惯性力 通过气门升程和气门加速度来确定以加速度的形式施加在气门上摩擦力 在仿真软件中设置摩擦系数来确定气门与气门座和气门与气门锁夹的摩擦系数为0.25和0.15凸轮推力 通过气门在惯性系中受力平衡来求得以均布载荷的方式施加在气门杆端面上

2.2.5 气门热-机耦合约束条件的确定

式中：λ——边界区域内流体的热导率；∂∂n tω——边界面上外法向温度梯度；t0——高温燃气的温度；h——换热边界的对流换热系数。

2.2.6 气门温度场的计算

为准确得到进排气门的温度场，将进排气门一个工作循环分别分为开启和落座两个阶段进行计算，每个部分的时间与其开启和落座的曲轴转角相对应，具体计算流程如图6所示。

  

图6 气门温度场计算流程图Fig.6 Valve temperature field calculation flow chart

2.2.7 气门测温试验

为验证仿真结果的正确性，利用某种金属在受热时会发生永久性的硬度变化这一特性测量气门的温度。这种金属硬度最后变化取决于其所受的最高温度和在此温度下的延续时间，若延续时间一定，则测试点最高温度与硬度一一对应。气门测试点的位置分布如图7所示。结果显示，气门温度场仿真结果与实验值误差大多在10%以内，如表5所示。

  

图7 气门测试点位置分布Fig.7 Valve test points location distribution

 

表5 气门温度场仿真结果与实验值对比Tab.5 Valve temperature field simulation results compared with experimental data

  

测试点 实验值/℃ 计算值/℃ 误差/%进气门盘部测试点 741.11 780.12 5圆弧处测试点 665.51 620.95 731.21 653.32 95杆部测试点 578.81 549.84 612.56 572.38 64排气门盘部测试点 763.25 786.54 3圆弧处测试点 730.22 720.85 754.32 742.12 43杆部测试点 679.58 650.12 712.52 670.12 53

3 计算结果及分析

3.1 边界条件的计算结果

应用Gt-power模型计算得到的标定工况下缸内瞬时平均温度和换热系数随曲轴转角的变化规律如图8所示。

计算得到的进气管内的新鲜冲量的瞬时平均温度和换热系数随曲轴转角的变化规律如图9。

计算得到的排气管内废气的瞬时平均温度和换热系数随曲轴转角的变化规律如图10所示。

引入社会化专业分工优势，整合社会上优秀的IT资源，将IT运维管理部门的工作定位从亲力亲为、以基础事务为主的运行维护模式，转变为以引领、评估、改善、提高、发展为主线的工作定位及与之相适应的管理模式。将基础、重复、竞争性运维事务工作交由专业化公司来做，以最快地获取专业化支持能力，推动和实现IT支持环境的标准化、规范化管理。借助专业服务，在提高工作效率的同时更好地管理IT成本，在提升业务部门对于IT支持满意度的同时，为管理部门开辟新的空间从事更有价值、更有利于发展的事务，使管理部门在事业发展中的定位更准确，作用更突出。

3.2 进排气门的计算结果

3.2.1 进排气门的温度场

应用ANSYS软件计算得到标定工况下进排气门在开启和落座时的温度分布如图11。由计算结果可见，不论是进气门还是排气门，其温度均呈现底部较高、顶部较低的分布规律。这是由于其主要热源缸内高温燃气位于气门底部。从图11中还可以看出，进气门的最高温度为637.79 K，排气门的最高温度786.54 K，且进气门的温度普遍要比排气门低。这是因为进气门处有新鲜冲量进入气缸，一定程度上对进气门进行了冷却。进气门稳态温度场最大温差为253.67 K，排气门稳态温度场最大温差为371.55 K，说明排气门温度变化较为剧烈且整体热负荷较重。

  

图8 缸内温度和换热系数示意图Fig.8 Temperature in cylinder and heat transfer coefficient

  

图9 进气管内气体换热参数示意图Fig.9 Schematic diagram of gas heat transfer parameters in intake pipe

  

图10 排气管内气体换热参数示意图Fig.10 Schematic diagram of gas heat transfer parameters in exhaust pipe

  

图11 进排气门稳态温度场Fig.11 Steady temperature field of intake and exhaust valve

3.2.2 进排气门的热应力场

根据进排气门稳态温度场分布规律，计算得到了进排气门的热应力场如图12—图15所示。由计算结果可以看出，进气门受到的热应力分布较为均匀，最大热应力为32.649 MPa，应力较大的部位主要出现在气门与座圈接触的区域；排气门受到的最大热应力为47.733 MPa，应力较大的部位主要出现在气门杆与气门阀过渡的区域，且面积较大。此外，从图中还可以看出，进排气门气门杆部位的热应力分布较为均匀且没有出现明显的波动，说明气门杆等部位的工作环境较为理想，气门工作环境较为恶劣的区域只存在于气门底部以及底部与气门杆过渡的部位。

  

图12 进气门热应力场Fig.12 Thermal stress field of inlet valve

  

图13 进气门锥面、颈部和盘处热应力场Fig.13 Thermal stress field of inlet valve cone,neck and plate

  

图14 排气门热应力场Fig.14 Thermal stress field of exhaust valve

  

图15 排气门锥面、颈部和盘处热应力场Fig.15 Thermal stress field of exhaust valve cone,neck and plate

3.2.3 进排气门的热-机耦合场

在气门热应力场的基础上，以缸内燃气压力最大时的机械负荷作为边界条件，得到热-机耦合场如图16—图19。由计算结果可以看出，进气门的热-机械耦合应力最大值为100.72 MPa，进气门受到的热-机械耦合应力分布较为均匀，应力较大的部位主要出现在气门导杆与气门座之间过渡的区域以及气门底面，无明显的应力集中现象。排气门的最大热-机械耦合应力为124.85 MPa，主要出现在气门底面，排气门上除导杆外其余部位的热-机械耦合应力均较大。

  

图16 进气门热-机械耦合应力场Fig.16 Thermal - mechanical coupled stress field of inlet valve

  

图17 进气门锥面、颈部和盘处热-机械耦合应力场Fig.17 Thermal - mechanical coupled stress field of inlet valve cone,neck and plate

  

图18 排气门热-机械耦合应力场Fig.18 Thermal - mechanical coupled stress field of exhaust valve

  

图19 排气门锥面、颈部和盘处热-机械耦合应力场Fig.19 Thermal - mechanical coupled stress field of exhaust valve cone,neck and plate

4 结论

（1）应用柴油机一维工作过程计算分析软件Gt-power计算了标定工况下不同曲轴转角时刻燃烧室、进排气道气体的瞬时平均温度和瞬时平均换热系数。根据温度和换热系数及进排气门升程的变化规律，并以此为进排气门边界条件对其开启和落座的瞬态温度场进行迭代，得到进排气门的稳态温度场分布规律。根据计算得到的稳态温度场分布规律，对进排气门的热应力进行了计算分析，得到了进排气门的热应力场及热-机耦合应力场分布规律。

（2）根据气门的工作原理及状态，将气门划分为7个不同的传热区域，针对不同换热区域施加不同的换热边界条件，使计算结果更加真实可靠。在对进排气门的热应力场进行分析时，以某个工作阶段的瞬态温度场分布规律为基础并进行迭代，得到稳态温度场，使计算结果更加接近实际工作状态。

不同于大型农机的移动多是机械牵引的方式，小型农具多数依靠使用者的人力携带。人性化设计强调在产品的整个使用周期内都要满足用户的需求，在用户的携带环节也要充分保证农具的人性化。因此，便携性是小型专项农具的重要特性。

（3）相比机械负荷、热负荷单独作用下的应力场分布规律，热-机耦合应力场更真实地反映了气门的实际工作状况。结果显示，进气门的热-机械耦合应力最大值为100.72 MPa，进气门受到的热-机械耦合应力分布较为均匀，应力较大的部位主要出现在气门导杆与气门座之间过渡的区域以及气门底面，无明显的应力集中现象；排气门的最大热-机械耦合应力为124.85 MPa，主要出现在气门底面，排气门上除导杆外，其余部位的热-机械耦合应力均较大。因此气门的应力分布规律对于分析气门的失效形式、优化气门设计、提高气门寿命及以及整机的工作效率和可靠性具有重要意义。

参考文献

[1]柴望.排气门热边界传热模型及其热负荷评估[D].重庆:重庆大学,2013.

[2]周廷美,吕俊成,莫易敏.发动机气门的动力学及温度场三维数值模拟[J].内燃机,2004,12(6):7-15.

[3]黄凤琴,李双清,王伟民,等.基于Abaqus的汽油发动机排气门温度场模拟分析和试验[J].计算机辅助工程,2013,10(22):48-51.

[4]张宇.高功率密度柴油机共轭传热基础问题研究[D].浙江:浙江大学,2013.

[5]姚仲鹏,王新国.车辆冷却散热[M].北京:北京理工大学出版社,2001.

[6]Witek L.Failure and thermo-mechanical stress analysis of the exhaust valve of diesel engine[J].Engineering Failure Analysis,2016,66:154-165.

[7]Kwon O G,Han M S.Failure analysis of the exhaust valve stem from a Waukesha P9390 GSI gas engine[J].Engineering Failure Analysis.2004(11): 439-447.

[8]朱远志.重型发动机排气门/气门座材料制备及其相关基础研究[D].长沙:中南大学,2006.

[9]吴宗泽.机械设计实用手册[M].北京:化学工业出版社，2004.

[10]林凤功,林华,程永强.发动机排气门瞬态温度场数值模拟分析[J].农业装备与车辆工程,2009(10):30-33.