基于數(shù)值分析的發(fā)動機正時蓋滲油問題研究

劉志恩， 王鋒， 秦樹炎

(武漢理工大學現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室， 湖北 武漢 430070)

基于數(shù)值分析的發(fā)動機正時蓋滲油問題研究

劉志恩， 王鋒， 秦樹炎

(武漢理工大學現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室， 湖北 武漢 430070)

針對某發(fā)動機在進行耐久性試驗時出現(xiàn)的缸蓋、罩蓋、正時蓋三結合面附近滲油現(xiàn)象，通過建立發(fā)動機的有限元分析模型，模擬汽車發(fā)動機的冷機工況，運用數(shù)值分析的方法，對發(fā)動機冷機工況下正時蓋與缸蓋、罩蓋之間接觸面的壓力以及滲油點附近各部件的變形量進行分析，確定正時蓋滲油原因與滲油點附近螺栓座剛度不足有關。加強螺栓座及其附近結構的剛度之后，正時蓋不再滲油。

正時蓋； 滲油； 變形； 數(shù)值模擬

發(fā)動機的滲油問題往往由汽車密封不足引發(fā)，汽車的密封可以分為車身密封、動力總成密封等，而動力總成密封又以發(fā)動機的密封最為關鍵[1]。發(fā)動機是汽車的心臟，發(fā)動機的密封失效，其中的機油或潤滑液就會發(fā)生泄漏，即發(fā)生滲油現(xiàn)象。滲油現(xiàn)象既增加發(fā)動機的磨損與功率的消耗，縮短發(fā)動機工作壽命，也會造成環(huán)境污染，腐蝕設備和工作環(huán)境[2]。葉偉等[3]通過修改儲油結構、優(yōu)化密封膠儲膠槽以及減少缸體與缸蓋裝配后密封面的高度差等方法，解決了發(fā)動機滲油問題。某校企合作的國際攻關項目發(fā)現(xiàn)，通過提高發(fā)動機部件的制造精度可以提高氣密性，從而避免發(fā)動機發(fā)生滲油[4]。

某2.0T發(fā)動機正時蓋與氣缸蓋、罩蓋結合處附近在耐久試驗進行到50 h左右開始滲油，采取在密封面增加密封膠以及增大擰緊力矩等措施后情況雖然有所改善，但仍然無法解決問題[5]。

目前常見的確定發(fā)動機滲油原因的方法大多通過試驗進行，本研究采用數(shù)值分析的方法，分析了發(fā)動機滲油的影響因素，并通過建立發(fā)動機滲油分析模型，確定最終的解決方案，成功解決了滲油問題。

1 發(fā)動機正時蓋滲油分析模型的建立

1.1 發(fā)動機有限元模型的建立

發(fā)動機的滲油位置見圖1。發(fā)動機各部件的材料屬性見表1。

圖1 發(fā)動機正時蓋滲油位置

部件名稱材料彈性模量/GPa泊松比密度/kg·m-3氣缸體HT2501260．257280氣缸蓋AlSi7Mg0．3750．332680氣缸罩蓋ADC12700．332670下缸體ADC12700．332670正時蓋ADC12700．332670

建立正時蓋、罩蓋、缸蓋、缸體、下缸體等部件的3D幾何模型。由于主要關注點為發(fā)動機正時蓋的接觸面，為減少工作量和模型計算時間，在遠離接觸面的部位可以通過刪除小孔及倒圓角等操作對模型進行簡化，最終導入有限元軟件中進行網(wǎng)格離散。采用HyperMesh軟件通過手動輔助網(wǎng)格劃分方法，進行復雜零件的網(wǎng)格離散。網(wǎng)格類型為C3D10M，由于發(fā)動機模型比較復雜，因此需要選擇較小的網(wǎng)格尺寸，網(wǎng)格平均尺寸設為3 mm。相鄰部件接觸面上的網(wǎng)格要盡量保證一一對應。關鍵連接部件之間的連接關系采用接觸單元來模擬，如正時蓋、罩蓋、缸蓋、缸體與下缸體，彼此之間的接觸關系都采用surface to surface，其他部位的接觸采用node to surface。接觸面的adjust(容差)設置為0.15。由于采用螺栓連接，相互接觸的2個面的相對位置移動一般不大，因此接觸面之間的滑移設置為small sliding(小滑移)。此外，螺栓的螺紋連接采用Tie連接，以保證螺栓與其連接件間不會產生相對位置移動。不考慮螺栓墊片與螺栓間的接觸問題，它們之間的接觸面采用共節(jié)點處理。根據(jù)金屬與金屬之間的摩擦屬性，設置平均摩擦因數(shù)為0.15。發(fā)動機有限元的離散模型共有約582萬個節(jié)點，341萬個二階四面體網(wǎng)格。發(fā)動機網(wǎng)格質量控制見表2，發(fā)動機有限元離散模型見圖2。

表2 發(fā)動機網(wǎng)格質量控制標準

圖2 發(fā)動機有限元離散模型

滲油發(fā)生在與正時蓋相接觸的邊界上，因此做約束時只約束遠離接觸面的罩蓋、缸蓋、缸體和下缸體的6個方向的自由度，約束位置見圖2。同時給模型的所有螺栓施加軸向預緊力，預緊力的計算公式如下：

式中：M為擰緊力矩；P為預緊力；R為螺栓頭承力面外徑；r為螺栓頭承力面內徑；f為螺母與被連接件支承面間的摩擦因數(shù)(此處取0.15)；t為螺距；d2為螺紋中徑；β為螺紋升角。

螺栓的擰緊力矩已知，其他參數(shù)采用游標卡尺等工具確定，最終運用此公式計算出不同部位螺栓的軸向預緊力。

1.2 試驗結果和仿真結果對比

正時蓋的面壓試驗結果中，顏色濃度的深淺對應接觸壓力的大小，通過不同區(qū)域顏色的變化觀察表面壓力的分布不均和偏差。

仿真結果通過后處理軟件顯示不同區(qū)域的壓力，紅色區(qū)域的壓力最大，藍色區(qū)域的壓力最小。試驗結果及仿真結果見圖3。其中A，B為兩個滲油點。

由圖3a與圖3b中相對應的1～9號點的接觸壓力可以看出，仿真結果與面壓試驗的結果高度一致。仿真分析可以較好地反映發(fā)動機真實冷機工況下正時蓋接觸面上的壓力分布，因此可用仿真模型對發(fā)動機正時蓋滲油問題進行優(yōu)化。

圖中黑色線框圈出的位置A和位置B即為滲油位置，左右兩邊基本對稱。滲油點位于正時蓋、缸蓋和罩蓋的結合處，此處部件較多，很容易發(fā)生滲油。兩側滲油區(qū)域的大部分結構是對稱的，1～6號關鍵點分別對應7～12號關鍵點。

圖3 試驗結果和仿真結果

由仿真結果可以看出，滲油點的接觸壓力為0 MPa，接觸位移也比較大(見表3)。因此解決滲油問題的關鍵就是增大滲油點的接觸壓力，減小滲油點的接觸位移。

由表3中相對應位置的壓力差和位移差可以看出，兩側滲油區(qū)域的受力情況非常相似，因此在優(yōu)化設計時可以只優(yōu)化一邊來代替另一邊。

表3 各關鍵點接觸壓力與接觸位移

2 滲油原因分析

滲油原因的分析可以從兩點著手：一是滲油點附近的物理結構；二是仿真分析的結果。

由于滲油點附近安裝有鏈條，鏈條甩出的機油會甩向滲油點，如果密封不好的話，很容易引發(fā)滲油。但是滲油點在結構上不易存油，不會因為機油受外力擠壓而向外滲油，因此排除結構滲油的風險。

圖4示出由于施加軸向螺栓力而變形后放大1 000倍的滲油點附近的圖。

圖4 變形后三結合面

由位置1和位置2的螺栓座變形可以清晰地看出滲油的原因是螺栓基座的剛度不夠，在比較大的螺栓力作用下發(fā)生了大變形而使法蘭部分發(fā)生了彎曲，從而導致結合面間產生間隙而引發(fā)滲油。

3 解決方案

針對以上分析原因，采取的優(yōu)化方案有兩種。方案1：把位置1的螺栓座的剛度加強，使之和位置2的螺栓座一樣。增加螺栓座剛度的目的是使螺栓座即使在很大的螺栓力的作用下依然不會發(fā)生很大的變形。方案2：在方案1的基礎上把法蘭部分的剛度加強，即加大法蘭的寬度，此時需要把正時蓋和罩蓋相對應的區(qū)域都變寬。這種方法改動較大，但可靠性也更高。

方案1的改動見圖5。

圖5 方案1改動示意

圖中深色部分為螺栓座在原基礎上增加的區(qū)域，其厚度約為8 mm。

方案1的仿真結果見圖6和表4。

由圖6可以看出，全部考察點的壓力由0 MPa變?yōu)?～3.8 MPa；位移最大的8號點位的位移已從改進前的0.86 μm變?yōu)楦倪M后的1.1×10-3μm，接觸位移減小了2個數(shù)量級。

圖6 方案1接觸壓力和接觸位移

點位原壓力/MPa新壓力/MPa原位移/μm新位移/μm700．30．823×10-178000．861．1×10-3900．080．855×10-171000．80．78-3×10-171101．80．683×10-161203．80．543×10-17

方案2在方案1的基礎上增加的結構見圖7。圖7中區(qū)域A為正時蓋增厚部分，向內壁增加的厚度約為4 mm。與正時蓋相接觸的罩蓋也相應地向內壁增加4 mm厚度。方案2的仿真結果見圖8和表5。

圖7 方案2改動示意

圖8 方案2的接觸壓力和接觸位移

點位原壓力/MPa新壓力/MPa原位移/μm新位移/μm700．530．82-2×10-17800．520．861×10-18900．600．855×10-171000．730．78-1×10-171100．890．682×10-181201．170．54-7×10-17

由圖8可看出，全部考察點壓力由0 MPa變?yōu)?.52～1.17 MPa；位移最大的8號點位位移從改進前的0.86 μm變?yōu)楦倪M后的1×10-16μm。

將方案1應用在樣機上，發(fā)動機正時蓋在耐久性試驗進行到50 h時，仍有少量的滲油。將方案2應用在樣機上，再次進行發(fā)動機耐久性試驗時，發(fā)動機正時蓋與缸蓋、罩蓋結合面的滲油現(xiàn)象不再發(fā)生，滲油問題得以解決。

4 結束語

通過對發(fā)動機冷機工況下正時蓋與缸蓋、罩蓋之間接觸面的壓力以及滲油點附近各部件的變形量進行分析，最終確定正時蓋滲油原因與滲油點附近螺栓座剛度不足有關。在加強樣件上螺栓座及其附近結構的剛度之后再進行發(fā)動機的耐久性試驗，正時蓋處不再滲油。

[1] 董峰.發(fā)動機缸體缸蓋結合面密封性方法研究[D]．上海：上海交通大學,2012.

[2] 葉子波.發(fā)動機油封的密封性能及磨損機理研究[D]．廣州：華南理工大學,2009.

[3] 葉偉,滕云,佟宇,等.發(fā)動機三結合面滲油實例分析[J]．汽車工程師,2014(10):43-46.

[4] 李偉光.汽車發(fā)動機缸體缸蓋結合面密封性研究[D]．西安：長安大學,2015.

[5] 陳東亞,胡攀,李連豹,等.發(fā)動機三結合面滲油問題分析與解決方案[J]．內燃機,2016(3)：56-58.

[編輯： 袁曉燕]

Research on Oil Leakage of Engine Timing Cover Based on Numerical Analysis

LIU Zhien, WANG Feng, QIN Shuyan

(Hubei Key Laboratory of Advanced Technology of Automotive Parts, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China)

For the oil leakage problems near the joint of engine cylinder cover, engine cover and timing cover during the durability test, the finite element model of engine was built to simulate the engine cold condition. Using the numerical analysis method, the stress of joint surface and the deformation of each component near the oil leakage point were analyzed. In the end, it was determined that the reason of oil leakage was the insufficient stiffness of bolt seat. The oil leakage problems were solved after improving the stiffness of bolt seat.

timing cover; oil leakage; deformation; numerical analysis

2016-10-24；

2017-04-01

國家自然科學基金項目(51275367)

劉志恩(1977—)，男，副教授，博士，主要研究方向為汽車噪聲與振動控制；5944587@qq.com。

王鋒(1992—)，男，碩士，主要研究方向為汽車CAE技術與熱分析；wangfeng_2116@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.04.018

TK423.2

B

1001-2222(2017)04-0088-05