柴油機氣缸體熱-機耦合仿真分析

康 琦，董 意，劉天水，舒自富，吳子豪

(1.中國衛星海上測控部, 江蘇 江陰 214431; 2.陸軍裝甲兵學院, 北京 100072)

隨著柴油機功率密度的不斷提高，氣缸體的工作環境越來越惡劣，相應的熱負荷和機械負荷也越來越重。氣缸體作為高溫零部件中尺寸和重量最大的零件，直接影響著整機的外形尺寸和重量指標。同時，由于受到缸內氣體壓力、曲柄連桿機構往復慣性力和離心慣性力等周期性變化的力的影響，氣缸體處于拉、壓、彎、扭以及振動所致的復雜應力狀態，因此詳細研究氣缸體的應力分布情況對保證柴油機可靠高效經濟的工作意義重大。

2000年，Gunay E等[1]用有限元分析法對氣缸復合結構進行了應力-應變分析，并進行了失效分析。2012年，吳怡和唐嵐[2]對改型后的四缸柴油機的燃燒室受熱部件進行了溫度場分析。2012年，任家潮等[3]人對四缸柴油機機體進行研究，計算了在最大爆發壓力時各缸的應力應變，并分析了該機體中的薄弱環節。2012年，李斌[4]釆用流-固耦合的方法對汽油機機體和冷卻水套進行耦合傳熱分析，用對水套進行模擬計算，然后對機體的溫度場進行求解，并計算了氣缸體中的熱應力。以往學者對動態耦合應力分析較少，主要對最高爆發壓力條件下的氣缸體進行了求解。本文在分析最高爆發壓力條件下氣缸體應力應變的基礎上，對其不同時刻的應力應變進行了求解與分析。

本文主要采用序貫耦合分析法對氣缸體進行了熱-機耦合分析[5-9]，同時考慮到氣缸體的溫度場和應力場隨不同氣缸工作狀態的變化而變化，其耦合應力場的最大值在一個循環內隨不同缸工作狀態的變化會出現多次，為此詳細分析其在不同時刻所受到的耦合應力值，為其疲勞壽命分析以及結構改進提供了依據和參考。

1 有限元模型的建立

1.1 幾何模型

某型柴油機氣缸體的具體結構為：氣缸體內部由5個橫隔板隔開，構成六個缸套座孔。每個橫隔板上有兩個長孔，以使冷卻液自由流動。每個座孔上部均制有一個支沿，缸套凸緣下平面支承在該支沿上。缸套上、下定位圈與氣缸體上、下座孔相配合。在氣缸體上平面有24個通水孔，將氣缸蓋冷卻水腔和機體的冷卻水腔連接起來；氣缸體上有14個通孔，箱體的缸體雙頭螺栓從中穿過。綜合考慮各種因素對計算結果的影響，在三維模型建立的過程中進行了一定的簡化，忽略氣缸體的螺栓孔用圓柱孔代替，忽略氣缸體上的倒角和圓角，最終得到氣缸體的三維幾何模型，如圖1。

圖1 氣缸體的三維幾何模型

1.2 網格劃分

本文研究的某型柴油機氣缸體材料為低合金鑄鐵，彈性模量為110 GPa，泊松比0.3，導熱系數為50 W·m-1·K-1，熱膨脹系數為1.0E-5，抗拉強度為450 MPa,密度為kg/m3。將建立的三維幾何模型導入到ANSYS軟件中對模型進行網格劃分。本文采用的劃分方法[10-13]是Patch Conforming Method，四面體單元，由于氣缸體的大部分區域均受到冷卻液和動力艙空氣的冷卻作用，工作環境相對溫和，因此除與氣缸套接觸部位網格較密外，其余部位在保證計算精度的前提下網格劃分得較為稀疏。劃分完成后共得到 257 982個單元，397 250個節點，如圖2所示。

圖2 氣缸體的網格劃分

2 邊界條件

2.1 熱負荷邊界條件

氣缸體溫度場的邊界條件[14-16]主要包括氣缸體與周邊高溫零部件如氣缸墊、氣缸套的傳熱，冷卻液、動力艙空氣等對氣缸體的冷卻兩個方面，如圖3。

圖3 氣缸體與周圍部件的相互位置示意圖

1) 氣缸套的傳熱邊界條件

氣缸體與氣缸墊、氣缸套之間的傳熱，采用第一類熱邊界條件進行施加。通過利用GT-power軟件的發動機工作過程模型，得到氣缸套表面壁溫，氣缸套的傳熱邊界條件參數如表1所示。

表1 氣缸套熱負荷邊界條件參數

續表(表1)

2) 冷卻水套壁面熱邊界條件

利用ANSYS軟件，對氣缸體的冷卻水套三維模型進行CFD分析，冷卻介質為水，得到了冷卻水套的壁面換熱系數。采用第三類熱邊界條件進行施加，在水套中對流換熱系數均不是很大的情況下，為了計算的可靠性，將整體水套的壁面換熱系數取為2 397 W/(m2K)。

3) 動力艙空氣熱邊界條件

氣缸體的外表面與外界空氣發生換熱，采用第三類熱邊界條件進行施加，取外表面換熱系數為50 W/(m2K)，外界空氣溫度為50 ℃。

2.2 機械負荷邊界條件

氣缸體機械應力分析的邊界條件[17-18]主要包括作用于氣缸體上緊固螺栓的預緊力、與氣缸套的相互作用力。其中氣缸體底部的約束條件為固定。

1) 氣缸體上緊固螺栓的預緊力

氣缸體通過14根長螺栓和氣缸蓋緊固連接，裝配時給螺母施加了緊固力矩，將產生預緊力。螺栓預緊力的設置要保證氣缸蓋的受力均勻，避免在工作過程中出現變性過大、密封不嚴等問題。通過實驗測定，該柴油機上氣缸體的螺栓預緊力為153.8 kN。在施加載荷的過程中，將預緊力以力的方式施加在螺栓孔處。

2) 氣缸體與氣缸套的相互作用力

氣缸體與氣缸套之間的相互作用力可用活塞傳給氣缸壁的側壓力來表示。通過利用GT-power軟件的發動機工作過程模型求得活塞與氣缸壁之間的側壓力。在施加載荷的過程中，將側壓力以均布載荷的方式施加氣缸體與氣缸套的接觸面上。

3 計算結果及分析

3.1 氣缸體溫度場

將熱負荷邊界條件施加到氣缸體上進行仿真計算，得到氣缸體的溫度場如圖4所示，氣缸體壁面給定路徑上對應點的溫度分布如圖5所示。從圖中可以看出，氣缸體的最高溫度374.49 K，位于氣缸體上部與氣缸套接觸的部位；最低溫度為327.51 K，位于氣缸體底部與上曲軸箱接觸的部位。氣缸體的溫度分布呈現由上到下，由中間向兩側逐漸降低的趨勢，這是由于氣缸體的熱量主要由氣缸套等高溫零部件傳遞而來，氣缸套的上部溫度較高，所以導致氣缸體上部溫度較高，氣缸體的中下部由于有冷卻液和潤滑油的冷卻換熱，所以溫度較低且分布較為均勻。由于冷卻液的入口分布在第一缸和第六缸，所以必然導致中間部位的第三、四兩缸冷卻換熱狀況不如外側幾個缸理想，因此溫度要稍高一些，由此導致氣缸體的溫度分布由中間向兩側逐漸降低。

圖4 仿真計算得到的氣缸體溫度場

圖5 氣缸體壁面給定路徑上點的溫度分布曲線

3.2 氣缸體熱應力場

將上述計算得到的溫度場作為載荷施加到氣缸體有限元的各個節點上，與機架相連接的螺栓孔施加全位移約束，得到氣缸體熱應力場如圖6所示。從圖中可以看出氣缸體的最大熱應力為21.967 MPa，主要位于與氣缸套接觸的部位，這是由于氣缸套頂部溫度高、溫度梯度較大造成的。同時，氣缸體整體的溫度分布較為均勻且熱負荷不大，工作環境較為理想。

圖6 氣缸體熱應力的分布

3.3 氣缸體熱-機耦合應力場

氣缸體在工作過程[19]中受到熱負荷和機械負荷的同時作用，將溫度場作為第一載荷，機械載荷作為第二載荷施加到氣缸體的相應節點和作用面上。

由于氣缸體的溫度場和應力場隨不同氣缸工作狀態的變化而變化，同時機械負荷情況隨時間的變化而變化，下面將詳細分析其在不同時刻所受到的耦合應力值。考慮到在一個循環歷程中，對氣缸體熱-機耦合動態應力場影響較大的主要的變量就是缸內燃氣壓力，因此對氣缸體在每缸最大燃氣壓力即曲軸轉角為8.277°、128.399°、248.195°、368.890°、488.407°、608.600°時的熱-機耦合應力場進行分析，不同曲軸轉角時刻對應的各缸缸內燃氣壓力大小如表2所示。

表2 不同曲軸轉角時刻各缸缸內燃氣壓力 MPa

氣缸體在8°曲軸轉角對應時刻的熱-機耦合應力如圖7所示，其第一缸內圈特定路徑上對應點的耦合應力如圖8所示，其余曲軸轉角對應時刻氣缸體的整體熱-機耦合應力分布及特定路徑上對應點的耦合應力分布分別如圖9～圖13。

圖7 8°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力示意圖

圖8 8°曲軸轉角時刻第一缸路徑上對應點的耦合應力曲線

圖9 128°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力分布示意圖

圖10 248°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力分布示意圖

圖11 368°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力分布示意圖

圖12 488°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力分布示意圖

圖13 608°曲軸轉角時刻氣缸體的熱-機耦合應力分布示意圖

從圖中可以看出，氣缸體上最大耦合應力為65 MPa，主要集中在與氣缸蓋連接螺栓孔周圍，這是由于受到的氣缸體和氣缸蓋連接螺栓預緊力的作用，兩氣缸套頂部之間氣缸體區域耦合應力也較大，這是由于氣缸套頂部和氣缸墊對此區域傳熱量大，其余部位的耦合應力相比較小，說明從熱-機耦合應力大小方面考慮，氣缸體的整體工作環境較為理想，強度滿足設計要求。

4 結論

1) 氣缸體的最高溫度374.49 K，位于氣缸體上部與氣缸套接觸部位；最低溫度為327.51 K，位于氣缸體底部與上曲軸箱接觸的部位。氣缸體的溫度分布呈現由上到下，由中間向兩側逐漸降低的趨勢。

2) 氣缸體的最大熱應力為21.967 MPa，主要位于與氣缸套接觸部位。氣缸體整體的溫度分布較為均勻且熱負荷不大，工作環境較為理想。

3) 在氣缸體承受熱負荷和機械負荷雙重作用時，其承受的最大耦合應力為65 MPa，主要集中在與氣缸蓋連接螺栓孔周圍；兩氣缸套頂部之間氣缸體區域耦合應力也較大；其余部位耦合應力相比較小。在實際使用過程中要加強與氣缸蓋連接螺栓孔處和與氣缸套頂部接觸區域的檢查。