基于有限元技術的汽車發動機密封性能研究

李衛民，趙文川，唐兆豐

(遼寧工業大學 機械工程與自動化學院，遼寧 錦州 121001)

0 引言

近年來，國內外相關領域的專家普遍著眼于汽車發動機動力性能、經濟性能以及環保性能等熱門領域的研究，而對發動機密封性能的研究較少，缺乏大量的研究經驗。其中，大多研究為了節省研究成本，僅局限于以氣缸墊為研究對象進行密封性能的探討，并且往往沒有對發動機密封性能提供具體的改進依據，也沒有利用多物理場耦合對發動機密封性能的研究結果進行可靠性檢驗，故研究內容缺乏代表性、系統性及借鑒性。本文利用有限元技術對汽車發動機組合結構的密封性能進行研究，將影響發動機密封性能的關鍵因素進行優化調整、然后再對其進行密封性能提升的可靠性檢驗，并重點突出汽車發動機密封性能數值模擬研究的關鍵方法和重要思想，從而能夠促進發動機密封行業的發展[1]。

1 穩態研究

1.1 網格劃分

本文以如圖1所示的汽車發動機組合結構為研究對象進行研究，由于發動機組合結構相較復雜且外部特征規律性不強，因此需要對發動機組合結構設計完整的網格處理方案，具體是在四面體網格單元的基礎上利用分割法對其進行處理，其中，對各零件相接觸表面、定義邊界條件表面、影響求解結果的結構特征以及較小的結構特征進行網格加密處理，對不重要的結構特征進行網格稀疏處理。另外，對于組合結構的網格劃分還需要考慮網格單元的協調問題，以避免網格單元不匹配的現象發生。最終經過反復的測試和修正，獲得了較高質量的發動機網格，網格劃分結果如圖2所示。

圖1 汽車發動機組合結構

(a)發動機網格 (b)發動機網格質量圖2 網格劃分結果

1.2 接觸問題

在接觸對的設置中，當數模導入ANSYS Workbench中，由于系統會自動在氣缸蓋、氣缸墊及氣缸體之間生成相應的接觸對，為了保證計算結果的可靠性，需要將沒有意義和對計算產生干擾的接觸對進行修改或刪除。在接觸類型的選擇中，由于發動機組合結構具有較復雜、接觸面較大、切向和法向幾乎沒有位移以及計算量較大、不易收斂等特點，則選擇適用于各種接觸領域的線性接觸對Bonded[2]。在接觸算法的選擇中，選用適合于所有接觸分析且收斂性強的罰函數法，并設置合適的接觸剛度來建立起交界面間的相互關系，從而阻止交界面間的相互穿透，經過反復的測試和修正，最終確定接觸剛度為0.6。

1.3 邊界條件

發動機組合結構的邊界位移、載荷等約束條件的準確性將直接影響計算結果的可靠性，則邊界條件的獲取在有限元研究中起著至關重要的作用。主要邊界條件如下：

(1)材料屬性如表1所示。

表1 材料屬性

(2)位移邊界條件：在發動機組合結構的底面定義全位移約束，使機體底部能夠完全固定，在發動機組合結構的2個側面分別定義水平位移約束，以消除機體的切向滑移。

(3)載荷邊界條件：對發動機密封性能穩態研究主要涉及到的是機械載荷，其主要包括螺栓預緊力和各沖程爆破壓力。

其中，對螺栓預緊力的設置時，可以省略各螺栓對發動機組合結構的聯接，在發動機正常工作狀況下，根據受預緊力和工作拉力的預緊螺栓聯接公式，如式(1)所示，進行簡化螺栓的換算。

(1)

聯接發動機組合結構的每個螺栓預緊力和工作拉力分別為46667N和5297N，經計算每個螺栓所承受的螺栓總力為47991N，即直接在螺栓墊片的凸臺上設置47991N豎直向下的軸向力，如果發動機不承受各沖程的爆破壓力，直接在螺栓墊片的凸臺上設置螺栓預緊力46667N即可。

對發動機爆破壓力的設置時，需要根據發動機的示功圖明確各燃燒室的工作順序和活塞的沖程順序，其中燃燒室的工作順序為1-3-4-2，活塞的沖程順序為進氣-壓縮-做功-排氣，其中，通過示功圖能夠確定發動機做功沖程的爆破壓力為10MPa，進氣沖程的爆破壓力為0.09MPa，壓縮沖程的爆破壓力為1.5MPa，排氣沖程的爆破壓力為0.4MPa。需要注意的是，經過多次驗證，由于發動機在燃燒室1缸做功時，整機變形最大、最明顯，故在發動機燃燒室1缸位置設置做功沖程的最大爆破壓力，其余氣缸根據燃燒室和活塞的工作順序，相應的設置其他沖程的爆破壓力。

1.4 求解及結果分析

由于發動機組合結構較復雜，所以在求解計算時，容易出現計算結果無法收斂的情況，主要原因是網格質量偏低和時間設置的不合理，因此當遇到計算結果無法收斂時，首先應該考慮調整劃分網格的方法、尺寸以及相關度等，然后再考慮對分析設置中的時間步進行調整，時間步長越小越能保證計算結果具有收斂性。另外，為了使氣缸墊表面的接觸壓力與實際中的面壓實驗結果進行對比，在求解氣缸墊表面的接觸壓力時不需要對發動機設置各沖程的爆破壓力。其中，面壓實驗結果的氣缸墊全壓紋表面壓強約為100MPa，氣缸墊半壓紋表面壓強約為50MPa。

最后經求解，獲得氣缸墊計算結果云圖，如圖3所示。

圖3 氣缸墊計算結果云圖

由圖3a可知，全壓紋的接觸壓力為110MPa左右，半壓紋的接觸壓力為55MPa左右，則能夠與面壓實驗結果吻合，從而驗證了發動機數模的準確性和數值模擬方法的正確性。需要注意的是，雖然對比二者的數據相差不大，但是在螺栓預緊力影響較小和缸口周圍的局部位置，存在接觸壓力缺失和密封接觸不均勻的情況。再由圖3b可知，氣缸墊整體應力分布比較均勻，但是在缸口周圍全壓紋、螺栓孔周圍半壓紋的局部位置分布不均勻且出現應力較大的情況，雖然符合發動機密封規律，但是局部等效應力過大能夠導致密封接觸面變形不均勻，容易出現局部變形偏大的情況，當變形大于氣缸墊壓紋結構原始設計高度，將會嚴重影響發動機的密封性能。因此，綜合分析氣缸墊計算結果云圖可知，發動機密封性能并不是很穩定，存在一定的密封缺陷和不足，故為了進一步提升其密封性能，有必要對影響發動機密封性能的關鍵因素進行優化調整。

2 關鍵密封因素的優化調整

由于氣缸墊的壓紋結構和聯接發動機組合結構的螺栓預緊力是影響發動機密封性能最主要因素，因此著重研究這兩方面的優化調整[3]。對于工程領域的優化問題，可通過插值法進行解決，而為了能夠提高插值法的計算效率和計算精度，可以將插值法與Matlab數值運算相結合，即利用Matlab插值法對關鍵密封因素進行優化調整。其中，Matlab插值方法的選擇主要從運算時間、占用計算機內存以及插值的光滑程度等方面進行考慮，由于對影響密封的關鍵因素進行優化需要插值光滑程度較高的曲線、曲面來保證結果的精確性，故選用Matlab三次樣條插值法進行解決，而且三次樣條插值也具有良好的收斂性與穩定性，是一種改進的分段插值，在工程領域的優化方面應用最為廣泛[4]。

2.1 氣缸墊壓紋結構的研究

根據氣缸墊的實際設計經驗可知，該發動機所配套使用的氣缸墊全壓紋結構高度為固定值0.2mm，而寬度可在1.8～2mm的區間內取值，半壓紋結構寬度為固定值1.2mm，而高度可在0.2～0.25mm的區間內取[5]。

首先對氣缸墊全壓紋結構進行優化調整，將全壓紋結構參數列成如表2所示。

表2 全壓紋結構參數(mm)

然后將表2中的各組參數所對應的數模導入ANSYS Workbench有限元軟件中進行求解計算，則獲得1至5組所對應的氣缸墊縱向變形結果計算云圖，如圖4所示。

圖4 氣缸墊縱向變形計算結果云圖

由圖4可知，氣缸墊各組縱向變形量均小于壓紋結構的原始設計高度0.2mm，從而均能夠滿足發動機的密封需求，但是根據發動機的實際密封經驗可知，在氣缸墊壓紋結構允許變形的范圍之內，其變形量越大，則發動機的密封性能越好，故將氣缸墊壓紋結構的各組最大變形量進行統計[6]，如表3所示。

表3 氣缸壓紋墊結構縱向變形量(單位:mm)

接著再利用Matlab插值法，對表3中的各組數據進行Matlab一維插值的計算，從而獲得Matlab一維插值曲線，如圖5所示。

圖5 氣缸墊全壓紋結構變化的Matlab一維插值曲線

由圖5可知，當氣缸墊全壓紋寬度為1.83mm時，氣缸墊的縱向變形量最大，約為0.188mm，且該變形量小于全壓紋的原始設計高度，故根據Matlab插值預估結果，該全壓紋結構更加有利于發動機密封性能的提高[7]。

關于氣缸墊半壓紋結構的優化調整，方法同上述氣缸墊全壓紋結構優化調整的研究，本文不再贅述[8]。最終獲得氣缸墊半壓紋結構的高度為0.236mm。

2.2 螺栓預緊力的研究

發動機組合結構由10個公制M10高強度螺栓進行聯接，該螺栓的最大預緊力一般不超過49333N，則在螺栓預緊力的研究中需要保證各個螺栓預緊力低于49333N且在46667N附近進行調試。需要注意的是，由于發動機組合結構承受螺栓預緊力具有一定的對稱性，所以為了防止在改變螺栓預緊力時，導致氣缸墊產生附加力、翹曲變形等不良現象，需要在發動機組合結構的對稱位置上相應的調整螺栓預緊力，具體是先調整中間位置的2個螺栓預緊力，其余位置的螺栓預緊力為46667N，然后調整次外層4個螺栓的預緊力，中間2個螺栓設置調整后的螺栓預緊力，再調整最外層4個螺栓的預緊力，最外層的4個螺栓預緊力為46667N，中間位置和次外層的螺栓都設置調整后的預緊力，最終實現對發動機各螺栓預緊力的全面調控，則預先暫時獲得了更加適合發動機密封的螺栓預緊力[9]。從1缸排氣道一側順時針起，各螺栓預緊力分別為：44500N、44000N、43500N、45000N、45500N、45000N、44500N、43000N、43500N、44000N。

接著再利用Matlab插值法，對各螺栓預緊力進行二維插值計算，獲得Matlab二維插值曲面如圖6所示。

圖6 各螺栓預緊力的MATLAB二維插值曲面

由圖6可知，能夠獲得各螺栓預緊力的Matlab預估值，從1缸排氣道一側順時針起，各螺栓預緊力分別為44473N、43905N、43914N、44543N、45665N、45178N、44011N、43422N、43411N、43978N。

3 熱流固多物理場耦合的研究

對經過優化調整后的結果進行熱流固多物理場耦合研究，以驗證Matlab預估結果的準確性。由于發動機組合結構熱流固多物理場耦合的求解具有計算成本高、數據量大以及不易收斂等特點，故首先根據數模的具體結構和實際工況進行截取處理，數模屬于直列四缸結構且燃燒室各氣缸的結構基本一致，在實際工作中所承受的熱載荷和機械載荷又具有對稱性，則可沿著其2缸和3缸的中心線進行截取，然后保留1缸和2缸一側，再在不影響計算結果的前提下，對倒角、圓角和一些只具有修飾作用的工藝特征等進行簡化、變換處理。最終經過處理的發動機組合結構模型如圖7a所示。另外，由于發動機內部的水套縱橫交錯、相較復雜，則通過SolidWorks軟件進行布爾運算減的操作來獲得其水套模型，如圖7b所示。

發動機組合結構模型及水套模型如圖7所示。

(a)汽油發動機組合結構模型 (b)水套模型圖7 發動機組合結構模型及水套模型

另外，耦合場研究的網格、接觸等借鑒上述穩態研究。

3.1 發動機的流體場求解計算

主要從水套中的冷卻液與其內壁的熱對流和機體外表面與周圍環境的熱對流兩方面進行考慮。在水套中的冷卻液與其內壁的熱對流中，是采用設置流固交界面自動傳遞熱的方式將冷卻液的溫度傳遞給機體。其中，將氣缸體上的水套總入口設置成冷卻液的速度入口，將截斷面上的所有水套出口設置成冷卻液的壓力出口，冷卻液的進口速度為2m/s，溫度為343K。在機體外表面與周圍環境的熱對流中，是采用設置氣固交界面自動傳遞熱的方式將機體溫度傳遞到周圍環境中[10]，其中，機體外表面的熱載荷設置是通過周圍環境溫度以及熱對流系數的方式進行定義的，周圍環境溫度為320K，相應的熱對流系數為50W/m2·K。

最終獲得冷卻液速度計算結果云圖，如圖8所示。

圖8 冷卻液速度計算結果云圖

根據圖8可知，燃燒室1缸處的流速大于燃燒室2缸處的流速，且絕大部分區域的流速高于國際設計標準0.5m/s，故不存在冷卻死區的現象，能夠實現對機體進行有效降溫，符合實際中的工作需求。

3.2 發動機的瞬態溫度場求解計算

首先將流體場中獲得的求解結果導入瞬態溫度場中使之成為其邊界條件之一，再根據燃燒室壁面接觸部分的溫度和對流熱系數曲線來確定具體的溫度和對流換熱系數值[11]。其中，進氣沖程溫度和換熱系數分別取320K和360W/m2·K，壓縮沖程溫度和換熱系數分別取425K和475W/m2·K，做功沖程溫度和換熱系數分別取950K和550W/m2·K，排氣沖程溫度和換熱系數分別取475K和500W/m2·K。

最終獲得機體流體場和瞬態溫度場耦合的各沖程溫度計算結果云圖，如圖9所示，其中，右側為1缸。

(a)進氣沖程溫度云圖 (b)壓縮沖程溫度云圖

(c)做功沖程溫度云圖 (d)排氣沖程溫度云圖

圖9組合結構流體場和瞬態溫度場耦合的各沖程溫度計算結果云圖

由圖9可知，雖然機體燃燒室處的溫度較高、變化較明顯，但是在水套中冷卻液的降溫作用下，其燃燒室處的溫度幾乎沒有向機體的其他位置進行擴散，故冷卻液的降溫效果相較良好、整體溫度相較平穩。其中，燃燒室1缸的溫度比燃燒室2缸的溫度偏低，是由于冷卻液從水套入口到水套出口的過程中，流速逐漸降低，從而燃燒室1缸處的流速高于燃燒室2缸導致的，故機體的溫度變化和冷卻液的實際流動情況能夠相對應。

3.3 發動機的瞬態結構場求解計算

首先將流體場和瞬態溫度場耦合分析獲得的求解結果導入瞬態結構場模塊中使之成為其邊界條件之一，需要注意的是，在機體截取面上進行對稱位移約束的定義，然后再根據發動機示功圖確定各沖程的時間和其對應的爆破壓力。

最終獲得氣缸墊流體場、瞬態溫度場及瞬態結構場多物理場耦合的各沖程縱向變形計算結果云圖，如圖10所示，其中，右側為1缸。

(a)進氣縱向變形云圖 (b)壓縮縱向變形云圖

(c)做功縱向變形云圖 (d)排氣縱向變形云圖圖10 氣缸墊多物理場耦合的縱向變形計算結果云圖

由圖10可知，氣缸墊在熱載荷、機械載荷的共同作用下，雖然氣缸墊缸口處壓紋變形相較明顯，但整體壓紋的縱向變形相較均勻，根據氣缸墊在發動機正常工作時實際密封經驗可知，各沖程的氣缸墊縱向變形量大于未優化調整關鍵因素之前且依然小于氣缸墊壓紋結構的原始設計高度，故優化調整關鍵密封因素后的氣缸墊密封性能更加穩定，更加滿足發動機在實際工作時的密封需求。其中，氣缸墊2缸處的變形比氣缸墊1缸處的變形更大、更加明顯，是由于在熱載荷的作用下，燃燒室2缸所承受的等效應力大于燃燒1缸而導致的。另外，氣缸墊上壓紋的縱向變形情況遵循爆破壓力和螺栓預緊力的相抵消原理，即當發動機處于做功沖程時，螺栓預緊力被較大的爆破壓力抵消的較多，導致縱向變形最大，壓縮沖程次之，排氣沖程再次之，而在吸氣沖程時，螺栓預緊力被較小的爆破壓力抵消較少，導致縱向變形最小，故該現象符合氣缸墊實際密封中變形的變化規律。另外，螺栓預緊力并不是越大越能滿足汽車發動機的實際密封情況，而是要根據發動機的具體結構和實際工況進行螺栓預緊力的設置。

4 結論

本文根據國內汽車發動機密封領域所面對的實際問題，應用有限元分析技術對汽車發動機的密封性能進行全面、系統的研究。利用數值模擬計算結果，驗證了汽車發動機數模具有準確性、數值模擬方法具有正確性以及掌握了發動機密封時存在的缺陷和不足，然后通過結合Matlab插值法對主要影響發動機密封性能的關鍵因素進行了優化調整，再通過多物理場耦合計算結果對優化調整后的發動機密封性能進行可靠性檢驗，最終準確獲得了更加適合發動機密封的氣缸墊壓紋結構及聯接螺栓的預緊力，從而使發動機密封性能得以提高。