柴油機機體熱－機耦合分析

王 虎， 于彩俠， 孫 軍， 趙小勇， 王 杰， 程金林

（合肥工業(yè)大學 機械與汽車工程學院，安徽 合肥 230009）

內(nèi)燃機機體主要由缸蓋、缸體、缸套、缸墊、連接螺栓等裝配而成，是內(nèi)燃機運行的承重支撐體。工作過程中，不僅受到螺栓預緊力、燃氣爆發(fā)壓力等機械負荷的作用，同時也受到劇烈變化的熱負荷作用，它在工作過程中的受力及變形狀態(tài)對于整體的正常運行起到至關重要的作用。由于組成機體的零部件本身結(jié)構復雜，各零部件之間由裝配而產(chǎn)生的接觸關系描述困難，使得機體裝配模型的準確耦合分析成為一個難點。在以往的研究文獻中，多以單零部件的耦合分析［1－4］、簡化裝配模型的耦合分析為主［5－9］，完整的機體裝配模型的多場耦合分析較少。

本文以某4105柴油機為研究對象，在準確建造缸體、缸蓋、缸墊、缸套、連接螺栓的基礎上，采用合理的接觸關系裝配組合完整的內(nèi)燃機機體。在此模型上，運用ANSYS Workbench平臺，模擬螺栓預緊力、爆發(fā)壓力、熱負荷的耦合作用，對機體各零部件的應力、變形進行了有限元熱－機耦合分析。

1 有限元模型

1.1 幾何模型

缸體、缸蓋、缸套、缸墊、連接螺栓的幾何建模在SolidWorks環(huán)境中進行，建模的過程中將零件中對結(jié)果影響小的復雜結(jié)構進行簡化或略去，如圓角、倒角、螺紋等，這樣既可以提高計算的速度與成功率，又可以保證耦合分析的準確性。根據(jù)結(jié)構和材料的不同，將缸墊分成2個區(qū)域：一部分為護圈區(qū)域，包括缸套口、冷卻水口和潤滑油口護圈，為環(huán)形；其余部分為缸墊主體區(qū)域。將機體裝配模型導入ANSYS Workbench集成環(huán)境中，并對零件進行幾何后處理，如建立一些印記面，方便邊界條件的加載等。

1.2 接觸關系

ANSYS Workbench集成環(huán)境會自動接收來自SolidWorks的部分由裝配而產(chǎn)生的接觸關系，對于有限元分析而言，有些接觸關系不夠準確，需要進行一定的修正。其中缸墊上表面與缸蓋、下表面與缸體的接觸關系修正為摩擦接觸，允許微量的切向位移，摩擦系數(shù)設為0.15；缸墊的2個區(qū)域的接觸關系、連接螺栓與缸體、缸蓋的接觸關系，缸套與缸體的接觸關系均為綁定關系，不允許相對位移。

1.3 網(wǎng)格劃分

由于機體的裝配模型復雜，本文的計算采用SOLID92實體單元自動劃分網(wǎng)格。為保證計算精度，對各部件單元的尺寸進行設定，缸體、缸蓋設為12mm，缸套設為5mm，缸墊與缸體、缸蓋接觸區(qū)域5mm，缸墊與缸套接觸區(qū)域設為0.8mm，整體模型網(wǎng)格單元數(shù)是775 636，節(jié)點數(shù)是1 355 587。

4105柴油機機體有限元網(wǎng)格模型如圖1所示。

圖1 4105柴油機機體有限元網(wǎng)格模型

1.4 模型主要材料性能

根據(jù)內(nèi)燃機機體的主要組成部分，將主要部分材料的參數(shù)列出，見表1所列。

表1 內(nèi)燃機材料的物性參數(shù)

2 邊界條件及加載

2.1 連接螺栓預緊力

4015內(nèi)燃機共采用18個連接螺栓，每個螺栓的預緊力矩為150～170N·m，性能等級為10.9。預緊力矩的計算公式為：

其中，ψ為螺紋升角；d0為螺栓孔直徑；d2為螺紋中徑；φv為螺旋副當量摩擦角；D0為螺母環(huán)形支撐面的外徑；fc為螺母與支承面間摩擦系數(shù)。經(jīng)計算，每個螺栓預緊力F為70 230N。預緊力的加載通過連接螺栓的屬性Pretension進行設置，在多種接觸關系的聯(lián)合作用下，將預緊力加載到缸蓋、缸體與螺栓螺紋副相對應的實體區(qū)域。

2.2 燃氣爆發(fā)壓力

計算點設在第3缸處于最大爆發(fā)壓力時刻。此時，第3缸缸內(nèi)壓力為5.80MPa，第1缸缸內(nèi)壓力為0.23MPa，第2缸缸內(nèi)壓力0.16MPa，第4缸缸內(nèi)壓力為0.22MPa。

氣體壓力作用在燃燒室的內(nèi)表面，包括缸蓋火力面，缸套相應的裸露內(nèi)壁面等。對于本模型，首先計算此時各活塞的位移，進而判定各缸套內(nèi)壁相應的裸露面，在ANSYS Workbench環(huán)境中建立相應的印記面進行加載，不需再修改模型。

2.3 熱邊界條件

內(nèi)燃機機體熱負荷分析是內(nèi)燃機強度設計的重要內(nèi)容。計算中，缸套內(nèi)表面的熱邊界條件分布公式［6－7］如下：

其中，k1＝ 0.537（S／D）0.24；k2＝ 1.45k1，β ＝h／s，0≤β≤1；h為缸套軸向距氣缸頂部的距離，αm（0）為內(nèi)燃機工作循環(huán)中燃氣的平均放熱系數(shù)αg，m；Tres（0）為內(nèi)燃機工作循環(huán)中燃氣的綜合平均溫度t＊g，m。其余熱邊界條件不再累述，數(shù)據(jù)見表2所列。

表2 內(nèi)燃機的熱邊界條件

一部分熱邊界條件直接加載在模型表面區(qū)域，另一部分需在模型表面建立一定數(shù)量印記面，如在缸套內(nèi)壁表面沿軸向建立15個印記面，分別加載不同的熱邊界條件。

2.4 約束定義

根據(jù)研究內(nèi)容及內(nèi)燃機工作的特點，采用內(nèi)燃機缸體的底部端面全約束的處理方式。

3 結(jié)果與分析

分別對僅受螺栓預緊力作用、第3缸最大燃氣壓力和熱－機耦合作用3種工況進行比較。

3.1 僅螺栓預緊力作用

機體在冷態(tài)下，只承受螺栓預緊力的作用，通過施加相應大小的預緊力，變形和應力圖如圖2、圖3所示。

圖2 預緊力作用下的機體變形圖

圖3 預緊力作用下機體應力圖

冷態(tài)僅受預緊力作用下，缸蓋整體有明顯的向下變形，變形較大的區(qū)域集中在螺栓附近，中間連接螺栓區(qū)域變形稍大，平均為0.125mm，靠近邊緣螺栓附近的缸蓋變形為0.106mm。缸體的變形相對于缸蓋要小得多，而且主要集中在連接螺栓附近，只有0.018mm左右，其他區(qū)域變形極小，可以忽略不計。比較缸蓋進氣口側(cè)與出氣口側(cè)變形可以看出，進氣口側(cè)缸蓋的變形大于排氣口側(cè)的變形，這是由于缸蓋這2個部分的支撐不同造成的剛度差異產(chǎn)生的，其中進氣口側(cè)的剛度比排氣口側(cè)的剛度要小一些。

應力的分布基本和應變的分布一致，忽略螺栓局部區(qū)域的應力最高值虛高，缸蓋的最大應力為128MPa。從缸墊應力分布可以看出，應力主要集中在缸口護圈、水口護圈和螺栓連接區(qū)域，其中缸口護圈上的平均應力最大，而且護圈上靠近連接螺栓的部分應力偏大一些，缸口護圈的平均應力為45.3MPa，其余區(qū)域的平均應力為5.7MPa。缸體的最大應力位于螺紋連接區(qū)域，平均為113MPa。

3.2 第3缸最大壓力工況

將第3缸處于最大壓力下的壓力負荷加載在上述模型上，計算出機械負荷綜合作用下的機體變形和應力，圖4～圖6所示。

圖4 第3缸最大氣體壓力作用下機體變形圖

圖5 第3缸最大氣體壓力作用下缸墊應力圖

圖6 第3缸最大氣體壓力作用下機體應力圖

從圖4可以看出，由于第3缸爆發(fā)壓力的作用，缸蓋的螺栓連接處相同位置的最大變形均量下降，分別回復為0.114mm和0.092mm。由于第3缸爆發(fā)壓力的加載，相應的螺栓總拉力增加，使得第3缸周邊螺栓連接處局部最大變形量增加為0.028mm，其他螺栓連接區(qū)域變化較小。

綜合圖5、圖6的應力分布可以看出，由于第3缸爆發(fā)壓力的加載，連接螺栓被拉長，使第3缸處缸墊的缸口護圈應力下降明顯，此處的平均應力降為36.8MPa，其余缸口的應力變化不大。缸蓋的最大應力增加為162MPa，缸體的最大應力增加為131MPa。

3.3 熱－機耦合工況

將熱負荷與機械負荷同時作用于機體上，計算出機體變形和應力分布，如圖7、圖8所示。

從圖7可以看出，計入熱負荷后，缸蓋、缸體總體變形由原來的下壓變形轉(zhuǎn)變?yōu)橄蛏吓蛎浀内厔?，缸蓋的最大變形量此時為0.519mm，位于缸蓋的邊緣，這主要是由熱膨脹帶來的變形量累加的結(jié)果，缸體的最大變形也變?yōu)檎w向上，最大變形也位于前后端面，為0.360mm，且整體變形基本前后對稱。

從圖8可以看出，缸蓋和缸體的最大應力都有增加，其中缸蓋的最大應力增加為236MPa，缸體的最大應力增加為204MPa，仍位于螺栓連接處。同時，第3缸缸墊缸口護圈處的平均應力增加為81.6MPa，其余3缸的缸口護圈平均應力約為103.4MPa。缸墊缸口護圈平均應力的增加主要來源于熱負荷作用下，缸蓋、缸體變形的總量大于螺栓的變形量，加上護圈特殊的結(jié)構，使得缸墊的接觸壓力增大，進而導致缸墊的應力顯著增加，這對于工作狀態(tài)下燃燒室的密封非常有益。

圖7 熱－機耦合作用下機體變形圖

圖8 熱－機耦合作用下機體應力圖

4 結(jié) 論

建立完整的內(nèi)燃機機體裝配模型，合理描述各零部件的接觸關系，分別通過僅受預緊力作用、第3缸最大壓力、熱－機耦合作用下的3種工況，對內(nèi)燃機機體的變形和應力進行了計算，并對各工況下的結(jié)果進行了分析和評價。

（1）冷態(tài)預緊力作用下，最大變形發(fā)生在連接螺栓上，缸蓋整體下壓變形，最大變形發(fā)生在中間連接螺栓區(qū)域，約為0.125mm。缸體除連接螺栓處有較小變形外，其他部位可忽略。

（2）冷態(tài)預緊力作用下，缸蓋最大應力為128MPa，缸體的最大應力為113MPa。缸墊缸口護圈處的平均應力為45.3MPa，缸墊其余區(qū)域的平均應力約為5.7MPa。

（3）比較第3缸最大爆發(fā)壓力和螺栓預緊2種機械負荷，可以看出，爆發(fā)壓力的作用弱，計入第3缸爆發(fā)壓力后，缸蓋最大變形減少，缸體的最大變形增加，缸蓋和缸體的最大應力均有所增加，但變化量較小，第3缸缸墊缸口護圈的的平均應力下降為36.8MPa。

（4）熱－機耦合分析表明，熱負荷作用最大，熱負荷不僅使機體的整體變形由壓縮變?yōu)榕蛎浶螒B(tài)，而且使變形數(shù)值增加顯著，缸蓋、缸體的最大變形量增加為0.519mm和0.360mm，最大應力也分別增加為236MPa和204MPa，同時，第3缸缸墊缸口護圈的平均應力增加為81.6MPa。

［1］沈曉雯，錢湘群，沈奎川，等.氣缸墊對機體受力和缸套變形影響的實驗研究［J］.力學與實踐，2004，26（3）：30－32.

［2］王東方，潘瓊瑤，鄭百林，等.柴油機氣缸蓋多場耦合三維有限元分析［J］.力學季刊，2005，26（3）：511－516.

［3］鄭忠才，高 巖，劉 波，等.ZH195型柴油機機體有限元分析［J］.內(nèi)燃機與動力裝置，2008，106（4）：5－9.

［4］王慶生，劉 焜.高速汽油機活塞的熱分析［J］.合肥工業(yè)大學學報：自然科學版，2008，31（6）：839－842.

［5］萬平元，謝志強.4120SG柴油機缸蓋溫度場及應力分析［J］.中國水運，2007，5（11）：193－194.

［6］俞小莉，鄭 飛，嚴兆大.內(nèi)燃機汽缸體內(nèi)表面穩(wěn)態(tài)傳熱邊界條件的研究［J］.內(nèi)燃機學報，1987，5（4）：324－332.

［7］王 虎.內(nèi)燃機缸套失圓研究［D］.合肥：合肥工業(yè)大學，2010.

［8］曹茉莉，安珍，李德桃，等.6110型柴油機機體組件的有限元分析［J］.內(nèi)燃機學報，2002，20（5）：447－453.

［9］馮立巖，高希彥，夏惠民，等.8E160柴油機活塞組熱負荷及機械負荷耦合分析［J］.內(nèi)燃機學報，2002，20（5）：441－446.