冷卻液流動(dòng)均勻性對缸套熱變形的影響研究*

畢玉華，陳思吉，姚國仲，陳美園，申立中，夏開略

（1.昆明理工大學(xué)，云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，昆明 650500；2.昆明云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司，昆明 650500）

前言

隨著排放法規(guī)的日益嚴(yán)格以及柴油機(jī)強(qiáng)化程度的提高，導(dǎo)致缸內(nèi)機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷大幅度升高，活塞與缸套熱負(fù)荷持續(xù)增加。缸套內(nèi)部與高溫燃?xì)饨佑|，外部環(huán)繞冷卻液，內(nèi)外溫差較大，缸套在不均勻的熱負(fù)荷作用下，容易產(chǎn)生失圓變形［1］。缸套的不規(guī)則變形會(huì)影響缸套與活塞環(huán)間的密封、潤滑以及磨損性能，溫度過高還會(huì)導(dǎo)致缸套的強(qiáng)度和硬度下降，降低其可靠性和使用壽命。為了使發(fā)動(dòng)機(jī)各部件能在適當(dāng)溫度下工作，保證其工作可靠性，需要利用流體力學(xué)及傳熱理論，對發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)及整體性能進(jìn)行優(yōu)化，從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)的熱負(fù)荷，減少熱變形［2］。

缸套熱變形研究一般采用實(shí)驗(yàn)研究與數(shù)值計(jì)算兩種方式。采用冷卻水腔與機(jī)體的流固耦合傳熱分析方法是解決零部件熱負(fù)荷分析以及冷卻系統(tǒng)流動(dòng)與傳熱問題的理想途徑，也為解決冷卻不均勻性帶來的缸套失圓問題提供分析方案［1］。國內(nèi)外都分別有對柴油機(jī)缸套進(jìn)行模擬仿真計(jì)算，得到缸套溫度場分布規(guī)律的研究［3-6］。Dhar 等［7］通過試驗(yàn)手段，通過熱電偶傳感器測試了柴油機(jī)工作狀態(tài)下缸套的變形量。Yang等［8］基于有限元法和計(jì)算流體力學(xué)對缸套變形進(jìn)行了數(shù)值仿真，通過傅里葉變換來描述熱載荷在變形缸孔周圍的分布特征。董洪全等［9］和吳禮民等［10］進(jìn)行了流-固耦合傳熱分析，研究了缸套在機(jī)械載荷和熱載荷作用下的變形特征。汪嘯寒等［11］和裴梅香等［12］通過對發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水套進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，得到了調(diào)整分水孔的大小可優(yōu)化水套冷卻能力的結(jié)論。綜上所述，專家學(xué)者們對缸套溫度場分布、缸套熱變形和冷卻水套冷卻能力都各有研究，但是針對冷卻液流動(dòng)均勻性對缸套熱變形的研究較少。

本文中以某高壓共軌四缸柴油機(jī)為研究對象（基本參數(shù)見表1），基于正交實(shí)驗(yàn)的方法對模型進(jìn)行CFD 計(jì)算，確定了最優(yōu)方案，應(yīng)用流固耦合傳熱的數(shù)值方法，對比分析了原方案與優(yōu)化方案缸蓋水套的溫度場、缸套的溫度場和缸套的熱變形，優(yōu)化方案大大地改善了缸套冷卻不均勻，從而減少了缸套變形。

表1 柴油機(jī)基本參數(shù)

1 流固耦合傳熱理論

1.1 流體動(dòng)力學(xué)通用控制方程

將水套冷卻液的流動(dòng)假設(shè)為三維穩(wěn)態(tài)湍流不可壓流動(dòng)，流場中速度、溫度T 服從一個(gè)通用的守恒原理。熱、質(zhì)傳遞，流體流動(dòng)，湍流以及其相關(guān)現(xiàn)象的所有微分方程均可看成是通用控制方程的一個(gè)特殊情況。如果用φ 表示通用因變量，則可以用一個(gè)通用方程來表示［13］，即

式中：φ為通用因變量；ρ為密度；Γφ為廣義的擴(kuò)散系數(shù)項(xiàng)；Sφ為廣義源項(xiàng)。第1 項(xiàng)為非穩(wěn)定項(xiàng)，第2 項(xiàng)為對流項(xiàng)，第3 項(xiàng)Γφ為擴(kuò)散項(xiàng)，第4 項(xiàng)Sφ為源項(xiàng)。當(dāng)φ取不同值時(shí)，式（1）可以分別表示連續(xù)方程、動(dòng)量方程、能量方程和湍流模型方程。

1.2 流固耦合傳熱控制方程

流固耦合傳熱計(jì)算的關(guān)鍵是實(shí)現(xiàn)流體與固體交界面處的熱量傳遞。由能量守恒可知，在流固耦合界面處，固體傳出的熱量應(yīng)等于流體吸收的熱量。所以，可采用式（2）來描述［14］這一守恒：

式中：Kcond為固體的導(dǎo)熱系數(shù)；qconv為熱流量；Tw為壁面溫度；Tf為流體溫度；hconv為局部對流換熱系數(shù)。

2 流固耦合系統(tǒng)分析模型

2.1 流固耦合系統(tǒng)模型建立

基于CFD 和有限元軟件對缸套熱變形進(jìn)行具體分析，主要考慮的計(jì)算部件包括缸蓋、機(jī)體、缸墊、缸套、缸蓋螺栓等。由于螺栓、缸墊、缸套都是承載力的關(guān)鍵部件，是分析中重點(diǎn)考慮的部件，并且其幾何結(jié)構(gòu)相對規(guī)則。因此，對此3 種部件都以六面體的形式劃分。而考慮到缸蓋、機(jī)體結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，以及工作量的大小，則采用完全能滿足溫度及應(yīng)力分析要求的四面體網(wǎng)格，如圖1 所示。其中缸蓋網(wǎng)格單元為401 138 個(gè)，機(jī)體網(wǎng)格單元為638 050 個(gè)，而螺栓、缸墊、缸套的網(wǎng)格單元分別為10 632、3 194、60 480個(gè)。

冷卻水套采用AVL 前處理網(wǎng)格劃分軟件FAME進(jìn)行混合網(wǎng)格劃分，不考慮水泵的影響，同時(shí)簡化了過渡圓角、倒角等，對缸蓋水套鼻梁區(qū)、各上水孔、側(cè)水孔等關(guān)鍵位置進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化，水套網(wǎng)格模型如圖2 所示，主要由六面體單元組成，約占93%左右，網(wǎng)格數(shù)量約為278萬。

2.2 材料屬性

由于各個(gè)部件的材料不同，其物理特性也不同，具體參數(shù)如表2所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)裝配體有限元網(wǎng)格模型

圖2 水套網(wǎng)格模型

表2 部件材料基本參數(shù)

2.3 邊界條件

2.3.1 傳熱邊界條件

傳熱邊界條件主要考慮缸內(nèi)氣體傳熱邊界條件，進(jìn)、排氣道傳熱邊界條件，自由表面熱邊界條件和流固耦合面邊界條件等。

（1）缸套傳熱邊界條件

根據(jù)文獻(xiàn)［15］中的公式，可以計(jì)算出缸內(nèi)距缸套頂部h 處平均對流換熱系數(shù)αm（h）和平均燃?xì)鉁囟萒m（h），分別為

氣缸內(nèi)部一個(gè)循環(huán)內(nèi)當(dāng)量平均燃?xì)鉁囟群彤?dāng)量平均換熱系數(shù)［16］為

利用BOOST 軟件可以計(jì)算得到瞬時(shí)氣體溫度與瞬時(shí)換熱系數(shù)，再根據(jù)上述公式得到各個(gè)高度區(qū)間的溫度值及平均換熱系數(shù)，如圖3 所示。其中，此柴油機(jī)行程為115 mm，行程以下的缸套部分不與燃?xì)饨佑|，而是主要與油底殼中被甩上來的潤滑油以及冷卻噴嘴噴出的潤滑油接觸，其對應(yīng)的邊界溫度取機(jī)油最高溫度140 ℃，即413 K；另外，根據(jù)有關(guān)經(jīng)驗(yàn)，對應(yīng)的換熱系數(shù)取640 W/（m2·K）。

圖3 氣缸套內(nèi)表面燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界條件

（2）缸蓋與燃?xì)饨佑|的燃燒室表面邊界條件

圖4 火力面區(qū)域分布

采用本田研發(fā)中心推薦的方法確定氣缸蓋火力面的換熱系數(shù)，將燃燒室表面劃分為7 個(gè)區(qū)域，如圖4所示［17］，圖中1-7 代表缸蓋分區(qū)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)測得的缸蓋溫度場與計(jì)算的缸蓋溫度場數(shù)據(jù)，反復(fù)修正各區(qū)域加載的對流換熱系數(shù)與環(huán)境溫度，最終得到氣缸蓋表面燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界條件，見表3。

表3 氣缸蓋燃燒室傳熱邊界條件

（3）進(jìn)、排氣道傳熱邊界條件

根據(jù)參考文獻(xiàn)推薦值［18］，計(jì)算時(shí)選取進(jìn)氣道表面換熱系數(shù)為250 W/（m2·K），溫度為333.5 K；排氣道表面換熱系數(shù)為350 W/（m2·K），溫度為940 K。另外，空氣側(cè)的換熱系數(shù)取50 W/（m2·K），溫度取大氣溫度，即298 K。

（4）流固耦合面邊界條件

假設(shè)缸蓋平均溫度為393 K，機(jī)體平均溫度為373 K。

（5）流體流動(dòng)邊界條件

選擇標(biāo)定工況計(jì)算，假定冷卻液在水套內(nèi)流動(dòng)為不可壓縮的黏性湍流運(yùn)動(dòng)。根據(jù)標(biāo)定功率工況試驗(yàn)，冷卻液入口流量為180 L/min，溫度為358 K，湍動(dòng)能為1.0 m2/s2，湍動(dòng)能尺度為0.003 7 m。出口采用質(zhì)流量邊界條件：進(jìn)水口為180 L/min，主出水口為120 L/min，EGR 冷卻器進(jìn)水口為30 L/min，機(jī)油冷卻器進(jìn)水口為20 L/min，水泵小孔進(jìn)水口為10 L/min。

（6）缸蓋和機(jī)體的溫度、流量、壓力測試

由于發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部冷卻液的流動(dòng)情況的復(fù)雜性，在計(jì)算仿真過程中，做了過多的簡化，因此需要實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來為CFD分析提供驗(yàn)證性的數(shù)據(jù)。

在圖5 中對應(yīng)的溫度測點(diǎn)T1～T9 上安裝熱電偶，其中T1、T2、T3、T4 測試缸蓋進(jìn)氣側(cè)1、2、3、4 缸處的冷卻液溫度；T5測試由缸蓋進(jìn)入EGR 冷卻器的冷卻液溫度，T6測試EGR 冷卻器及機(jī)油冷卻器水腔的回水溫度；T7、T8分別測量機(jī)體主分水道內(nèi)對應(yīng)1缸、2 缸處冷卻液溫度；T9 測量機(jī)體飛輪端4 缸處冷卻液的溫度。L1 測量由缸蓋進(jìn)入EGR 冷卻器的冷卻液流量，L2測量發(fā)動(dòng)機(jī)大循環(huán)的水泵流量。P1測量冷卻液進(jìn)入機(jī)體主水道的壓力，P2 測量缸蓋主出水口的壓力。

圖5 測點(diǎn)位置

臺(tái)架實(shí)驗(yàn)與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)是有區(qū)別的。因此，計(jì)算前先根據(jù)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)條件進(jìn)行仿真計(jì)算，來驗(yàn)證模型的正確性。圖6 給出了T1～T9 各測點(diǎn)溫度實(shí)驗(yàn)值與仿真值，可以看出，各轉(zhuǎn)速下測點(diǎn)的變化趨勢是一致的。

圖6 各測點(diǎn)溫度值

由于實(shí)驗(yàn)條件的限制，大循環(huán)水泵和EGR 冷卻器只測了進(jìn)口流量的大小，因此，仿真值提取相應(yīng)轉(zhuǎn)速下各位置的流量大小與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行對比。各轉(zhuǎn)速下水泵大循環(huán)流量值、各EGR 冷卻器進(jìn)口流量值和各轉(zhuǎn)速下進(jìn)出水口壓力差圖，如圖7所示。

綜合以上實(shí)驗(yàn)值與仿真值的對比可知，仿真值與實(shí)驗(yàn)值變化趨勢一致，誤差都在10%以內(nèi)，仿真模型正確。

2.3.2 接觸邊界條件

缸蓋與缸墊之間定義小滑移接觸；機(jī)體與缸墊之間也定義小滑移接觸；機(jī)體與氣缸套的上、下兩區(qū)域定義小滑移接觸；缸蓋與螺栓之間定義小滑移接觸；螺栓與機(jī)體定義綁定約束。

圖7 各轉(zhuǎn)速下的流量和壓力差圖

2.3.3 位移邊界條件

計(jì)算時(shí)，將氣缸蓋與氣缸墊接觸面上的節(jié)點(diǎn)3個(gè)方向自由度約束（即綁定約束），缸蓋與螺栓、機(jī)體與缸墊接觸面上節(jié)點(diǎn)3 個(gè)方向自由度也約束，機(jī)體底面上所有節(jié)點(diǎn)的6個(gè)自由度都要約束。

2.3.4 力的邊界條件

通過式（7）經(jīng)驗(yàn)公式［19］，可算出缸蓋螺栓預(yù)緊力工程中實(shí)際大小為62 450 N。

式中：F 為螺栓預(yù)緊力；T 為螺栓擰緊力矩；d2為螺紋中徑；φr為螺紋副當(dāng)量摩擦角；fc為摩擦因數(shù)；D0為螺栓頭部環(huán)形支撐面外徑；d0為螺栓孔直徑。

作用于缸蓋氣體壓力的經(jīng)驗(yàn)公式為

缸套內(nèi)壁所受的氣體壓力經(jīng)驗(yàn)公式為

式中：Fi為缸蓋所受氣體作用力；D 為氣缸直徑；pi為缸內(nèi)壓力；x為某曲軸轉(zhuǎn)角下活塞行程。

活塞側(cè)擊力計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式為

式中：N為活塞側(cè)擊力；p1為曲軸氣體壓力；mj為往復(fù)慣性質(zhì)量；R 為曲柄半徑為曲柄角速度；α 為曲軸轉(zhuǎn)角；β為連桿擺角。

3 原機(jī)分析

3.1 原機(jī)不同載荷對缸套變形的影響

在機(jī)械負(fù)荷與熱載荷的作用下，缸套容易產(chǎn)生變形和失圓，為了研究不同載荷對缸套變形的影響，在前期的研究中選取了4 種加載方案：只加載熱負(fù)荷為方案a；在方案a 基礎(chǔ)上加載缸蓋螺栓預(yù)緊力為方案b；在方案b 的基礎(chǔ)上加載第3 缸內(nèi)最高燃燒壓力為方案c；在方案c 基礎(chǔ)上加載第3 缸活塞側(cè)擊力為方案d。組成4個(gè)方案進(jìn)行熱機(jī)耦合計(jì)算，對比分析了不同加載方案的缸套綜合變形最大值，如圖8所示［20］。

圖8 不同方案缸套綜合變形最大值對比

從圖8 可知：在各加載方案中熱負(fù)荷產(chǎn)生的缸套熱變形占主導(dǎo)地位；其次對缸套變形值影響較大的載荷為缸蓋螺栓預(yù)緊力和缸內(nèi)最高燃燒壓力，而活塞側(cè)擊力對缸套變形值影響較小。因此，文中僅對缸套熱變形及影響因素進(jìn)行研究。

3.2 原機(jī)冷卻水套流場與傳熱分析

根據(jù)AVL經(jīng)驗(yàn)值，整機(jī)流場平均流速達(dá)到0.5 m/s 以上、換熱系數(shù)達(dá)到5 000 W/（m2·K）以上即可滿足冷卻要求。圖9和圖10給出了機(jī)體水套的流場及換熱系數(shù)云圖。由圖可以看出大致的流場分布趨勢以及換熱能力的強(qiáng)弱，機(jī)體水套平均流速為0.61 m/s，平均換熱系數(shù)為5 006 W/（m2·K），均達(dá)到要求。

圖9 機(jī)體水套流場分布云圖

圖10 機(jī)體水套換熱系數(shù)分布云圖

缸套部位在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)要承受很大的熱負(fù)荷，此處的冷卻能力是否能達(dá)到要求至關(guān)重要。因此，需要進(jìn)一步考察各缸缸套部位流速的分布，圖11 給出了缸套部位冷卻水流場分布云圖?？梢钥闯?，各缸表面流速差別并不是很大，但是排氣側(cè)流速小于進(jìn)氣側(cè)流速，存在很大的流動(dòng)不均勻現(xiàn)象。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因主要是總布水道布置在進(jìn)氣側(cè)，冷卻液要先經(jīng)進(jìn)氣側(cè)才能到達(dá)排氣側(cè)，流動(dòng)過程由于阻力以及內(nèi)部結(jié)構(gòu)的原因，會(huì)出現(xiàn)流阻損失以及分流現(xiàn)象，從而造成排氣側(cè)冷卻液流量要小于進(jìn)氣側(cè)流量值。

圖11 缸套表面流場分布云圖

一般情況下，越靠近缸套上止點(diǎn)，熱負(fù)荷越大，要求對應(yīng)的缸套表面水套流速越大，從圖11 可以看出，缸套表面上部的流速相對大些，但底部流速出現(xiàn)局部過大的現(xiàn)象。為了能更好地評價(jià)流速能否達(dá)標(biāo)，給出了各缸缸套表面冷卻液平均流速，見圖12。

圖12 缸套表面冷卻液平均流速

結(jié)合圖12 可以看出，缸套表面平均流速變化幅度較小，各缸平均流速相對差值不大。根據(jù)AVL經(jīng)驗(yàn)值，缸套上部的冷卻液平均速度不要低于0.50 m/s，從圖中可以看出各缸上部對應(yīng)的平均流速值偏低，未能達(dá)到建議值，需要對冷卻水套進(jìn)行優(yōu)化。

4 水套優(yōu)化方案

圖13 是冷卻液流向及水孔分布示意圖。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)水套的基本結(jié)構(gòu)以及流動(dòng)路線，通過改動(dòng)布水道側(cè)機(jī)體分水孔（B、C、D、E），記為因素X；布水道缸蓋上水孔（2、4、6、8），記為因素Y；進(jìn)氣側(cè)缸蓋上水孔（1、3、5、7、9），記為因素Z 來優(yōu)化缸套流動(dòng)不均勻性問題。每因素選擇3 水平，建立因素水平對照表，如表4所示。

圖13 冷卻液流向及水孔分布圖

表4 冷卻水流動(dòng)影響因素水平表

選擇正交實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)L9（34）建立實(shí)驗(yàn)方案，選取缸蓋、鼻梁區(qū)、缸套表面上部的平均流速、整機(jī)水套最大壓力損失以及各缸冷卻液的流動(dòng)不均勻性平均值作為其考核指標(biāo)［21］。根據(jù)實(shí)驗(yàn)方案，進(jìn)行9 次CFD分析計(jì)算，得到實(shí)驗(yàn)指標(biāo)隨各因素變化的結(jié)果，如圖14 和圖15 所示（注：不均勻性=1-各缸上水孔流量/各缸上水孔平均流量）。

圖14 各方案不同位置平均流速柱形圖

圖15 各方案水套最大壓力損失以及冷卻液流動(dòng)不均勻性平均值柱形圖

由圖14 可知，如果只考慮缸蓋與鼻梁區(qū)的平均流速，方案1 與方案7 較好；而方案1 的缸套水套上半部表面的平均流速明顯要高；根據(jù)圖15 所示，方案1的壓力損失不是9個(gè)方案中最小的，但它小于設(shè)計(jì)建議值0.06 MPa，符合設(shè)計(jì)要求；已有研究表明，各缸流動(dòng)不均勻性應(yīng)控制在±5%以內(nèi)［22］，方案1 各缸流動(dòng)不均勻性在設(shè)計(jì)可允許范圍內(nèi)。綜合以上幾個(gè)因素，最終確定方案1為最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。

方案1 與原方案比較，缸蓋水套平均流速提高了0.07 m/s；鼻梁區(qū)流速提高了0.1 m/s；而缸套表面上部的平均流速提高了0.09 m/s。由此可以看出，各區(qū)域的平均流速提高是很大的，改進(jìn)效果明顯。還可以明顯看出，方案1 較原方案的冷卻不均勻性改進(jìn)很大，平均下降了9.78%。

4.1 缸蓋水套溫度場對比

基于流固耦合法，通過反復(fù)迭代計(jì)算，最終可以得到原方案與優(yōu)化方案缸蓋冷卻水套溫度場分布云圖，如圖16所示。

根據(jù)圖16 可知，原方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了117.35 ℃，出現(xiàn)在2缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了107.21 ℃，出現(xiàn)在3 缸鼻梁區(qū)。優(yōu)化方案較原方案相比，降低了10 ℃左右，改進(jìn)效果很明顯。

4.2 缸套溫度場對比

圖17 給出了氣缸套溫度場的分布云圖。溫度最高點(diǎn)都出現(xiàn)在3 缸排氣側(cè)靠近上止點(diǎn)區(qū)域，分別達(dá)到176.95和173.35 ℃，優(yōu)化方案比原方案最高溫度降低了3.6 ℃左右。通過對比可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化方案不僅降低了缸套最高溫度，整體平均溫度也降低很多，均勻性有了很大的提高；1、2、4 缸對應(yīng)的缸套上部的內(nèi)壁溫度都得到了明顯改善，周向溫度分布也變得更均勻，一定程度上會(huì)降低局部磨損。

圖16 缸蓋水套溫度場分布云圖

圖17 原方案與優(yōu)化方案氣缸套溫度場云圖

由圖17可知，3缸溫度場分布均勻性最差，并且溫度也較高，因此，有必要對3 缸的溫度梯度分布情況展開研究。周向上，以缸套進(jìn)氣側(cè)中間為參考點(diǎn)，設(shè)定進(jìn)氣側(cè)方向的角度為0°，飛輪端方向?yàn)?0°，排氣側(cè)方向?yàn)?80°，皮帶輪方向?yàn)?70°，分為4 等份。軸向上，以上止點(diǎn)為起點(diǎn)，從上到下，研究原方案與優(yōu)化方案3 缸缸套溫度隨著距離上止點(diǎn)的高度變化而變化的趨勢，如圖18所示。

圖18 軸向的溫度變化

優(yōu)化方案3 缸缸套在各角度下變化趨勢較原方案并無大的差別，缸套溫度由上止點(diǎn)至下止點(diǎn)，總體呈現(xiàn)逐漸下降趨勢；下止點(diǎn)之后的缸套壁面區(qū)域溫度呈現(xiàn)增高趨勢。主要不同點(diǎn)在于，優(yōu)化方案變化的趨勢較原方案要平緩許多，這得益于優(yōu)化方案的冷卻均勻性得到了很大的提高。

4.3 缸套熱變形對比

圖19 原方案與優(yōu)化方案氣缸套變形云圖

由圖19 原方案與優(yōu)化方案氣缸套熱變形圖可發(fā)現(xiàn)，靠近排氣側(cè)4 缸缸套上部區(qū)域綜合變形量最大，分別達(dá)到了0.209 7 與0.207 4 mm，缸套上部與機(jī)體、缸墊直接接觸，高溫膨脹過程中受到的約束作用大，不僅導(dǎo)致了熱應(yīng)力非常大，同時(shí)其對應(yīng)的綜合變形較其他部位也大很多。

分別距離缸套頂部0、50、115 mm 截取3 個(gè)截面，提取各缸缸套的徑向變形擬合成極坐標(biāo)曲線，見圖20。

對比原方案與優(yōu)化方案，各高度水平下，優(yōu)化方案比原方案變形量都有不同程度的減小，1 缸最大優(yōu)化量能達(dá)到0.03 mm 左右；2 缸氣缸套中部（50 mm）變形優(yōu)化比較明顯，最大優(yōu)化值約為0.01 mm；3 缸改進(jìn)與2 缸相似，最大改進(jìn)量也在0.01 mm 左右；4缸優(yōu)化方案改進(jìn)不是很明顯。

對于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，第1 缸與第4 缸，第2 缸與第3 缸變形的方向和大小均相似，因此以3 缸和4缸為例，沿進(jìn)氣側(cè)和排氣側(cè)（0°和180°）特征線位置提取缸套的軸向變形擬合曲線，見圖21。對比兩方案，優(yōu)化方案較原方案都有了不同程度的改進(jìn)。但是，4 缸0°位置下，優(yōu)化方案比原方案的變形增加了0.01 mm 左右，造成此種現(xiàn)象的原因是4 缸位置處的上水孔變大，使得進(jìn)入機(jī)體進(jìn)氣側(cè)的冷卻液變少，流速變低，導(dǎo)致此處熱負(fù)荷增大，變形比改進(jìn)前還大。

綜上所述，優(yōu)化冷卻水套的結(jié)構(gòu)，能有效改善缸套冷卻不均勻，較好地提高整機(jī)的冷卻能力，從而降低柴油機(jī)的熱負(fù)荷，減少熱變形。

5 結(jié)論

（1）冷卻水套優(yōu)化后，缸蓋水套平均流速提高了0.07 m/s；鼻梁區(qū)流速提高了0.1 m/s；而缸套表面上部的平均流速提高了0.09 m/s。優(yōu)化方案的冷卻不均勻性平均下降了9.78%。

（2）原方案缸蓋水套最高溫度為117.35 ℃，出現(xiàn)在2 缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了107.21 ℃，出現(xiàn)在3缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案較原方案相比，缸蓋水套最高溫度下降了8.64%。原方案與優(yōu)化方案缸套最高溫度點(diǎn)都出現(xiàn)在3 缸排氣側(cè)靠近上止點(diǎn)區(qū)域，缸套最高溫度分別達(dá)到176.95 和173.35 ℃，優(yōu)化方案較原方案的缸套最高溫度降低了2.03%。

圖20 缸套徑向變形

（3）原方案與優(yōu)化方案氣缸套熱變形最大點(diǎn)出現(xiàn)在靠近排氣側(cè)4 缸缸套上部，最大變形量分別達(dá)到了0.209 7 與0.207 4 mm，優(yōu)化冷卻水套后，熱變形最大值減小了1.10%。在不同位置水平下，1 缸最大優(yōu)化量能達(dá)到0.03 mm左右；2缸氣缸套中部變形優(yōu)化比較明顯，最大優(yōu)化值約為0.01 mm；3 缸改進(jìn)與2 缸相似，最大改進(jìn)量也在0.01 mm 左右；4 缸優(yōu)化方案改進(jìn)不是很明顯。

圖21 缸套軸向變形