朱小平，白曙，陳陽，宋紅年

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

基于熱機耦合的缸套變形分析

朱小平，白曙，陳陽，宋紅年

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

采用熱機耦合分析方法，對柴油機氣缸套進行了溫度場分析，并將溫度場用于耦合場的計算,分析了不同載荷對氣缸套變形的影響。計算結(jié)果表明：氣缸套最高溫度為230.6℃,出現(xiàn)在缸套內(nèi)壁頂部；缸套變形總體符合要求。熱載荷是氣缸套變形的主導因素，控制缸套變形時應主要控制熱載荷引起的變形，對指導氣缸套的設計具有重要意義。

氣缸套溫度場耦合場變形

1 前言

氣缸套是發(fā)動機的重要零件之一，它對活塞起支承和導向作用。氣缸套在受到螺栓預緊力及活塞側(cè)向力等機械應力作用時候會產(chǎn)生一定的機械變形，而其內(nèi)壁受到高溫高壓燃氣作用，燃燒過程中燃氣的最高溫度可達2 500℃左右，外側(cè)被冷卻水包圍，溫度不高于100℃，如此大的內(nèi)外壁溫差將導致氣缸套有很大的熱變形[1]。

氣缸套變形過大將導致活塞環(huán)與氣缸套壁面之間不能良好地接觸而出現(xiàn)間隙，燃氣會從間隙處泄露出來，導致做功的燃氣減少，輸出功率降低，燃油消耗率增加。同時，機油也容易從間隙處躥入燃燒室，在高溫下裂解甚至燃燒，產(chǎn)生大量有害顆粒，影響排放。氣缸套變形過大還會導致氣缸墊密封失效，缸套磨損、機油消耗大等質(zhì)量及可靠性的問題[2]。

隨著柴油機的強化程度越來越高，最大爆發(fā)壓力和平均有效壓力均提高，需要更大的螺栓預緊力來壓緊氣缸蓋墊片和缸套。而螺栓預緊力中50%～70%均作用在缸套上，這將導致發(fā)動機缸套孔變形變得更加嚴重。而現(xiàn)代發(fā)動機的輕量化要求也日益提高，使得發(fā)動機的結(jié)構(gòu)更加緊湊；又由于缸套薄壁結(jié)構(gòu)的特點以及與之相連接的機體剛度差異，導致發(fā)動機的氣缸孔更容易變形。因此，對發(fā)動機氣缸孔變形的研究將越來越重要，必須保證氣缸孔的變形在合理的范圍內(nèi)。

本文以某機型為研究對象，采用熱機耦合的方法，對氣缸套的溫度場和變形進行了模擬計算，對缸套變形的影響因素進行了分析，從而為缸套的設計和檢驗提供了參考。

2 計算方法和仿真模型的建立

2.1 計算方法

柴油機在運行時，氣缸套承受著裝配載荷、熱載荷和燃氣壓力載荷。因此，對氣缸套變形做出正確的評價需要考慮熱載荷和機械載荷同時作用下的氣缸套的應力狀態(tài)，即熱機耦合下的應力狀態(tài)。

熱載荷通過熱傳遞分析得到，因此氣缸套的變形計算可分為2個主要步驟，即熱傳遞分析和結(jié)構(gòu)分析。

熱結(jié)構(gòu)耦合方法分為順序耦合和直接耦合。本文計算中選用更方便、更靈活的順序耦合分析方法：首先對模型施加熱分析的初始條件和邊界條件，計算得到模型的溫度場結(jié)果；然后把模型的節(jié)點溫度作為結(jié)構(gòu)分析的耦合載荷與結(jié)構(gòu)分析的邊界條件一起施加到模型上，得到結(jié)構(gòu)分析的應力場結(jié)果[3]；最后提取變形結(jié)果對缸套的變形進行分析評價。整個分析流程如圖1所示。

圖1 氣缸套變形分析流程

2.2 氣缸套仿真模型的建立

本次分析對象為某6缸柴油機。為使計算準確，建立了中間2、3和4缸的有限元模型。

整體模型包括缸蓋、機體、缸墊、缸蓋螺栓、氣門座圈和缸套。計算中考慮材料屬性隨溫度的變化。限于篇幅，表1僅列出主要部件在20℃常溫下的材料屬性。

有限元網(wǎng)格的劃分需要考慮單元類型和單元數(shù)量方面的問題。氣缸蓋和機體結(jié)構(gòu)非常復雜，因此本文采用二階四面體單元進行建模，對重要區(qū)域進行網(wǎng)格細化，建立的模型如圖2所示。

3 有限元計算的邊界條件

3.1 溫度場計算邊界條件

本文應用有限元法對氣缸套溫度場進行計算分析時采用第三類熱邊界條件，即給定溫度和換熱系數(shù)。缸套溫度場計算熱邊界條件，包括冷卻水側(cè)和燃氣側(cè)。冷卻水側(cè)由CFD軟件計算得到，即首先對發(fā)動機冷卻水套進行流動和傳熱分析，然后將氣缸套側(cè)水腔表面的溫度值和換熱系數(shù)映射到氣缸套水腔壁面上，從而完成對其熱邊界的施加；缸套燃氣側(cè)中，活塞下止點以上部分的穩(wěn)態(tài)傳熱熱邊界條件沿軸向高度上有如下分布規(guī)律[4]：

表1 主要零件材料屬性表

圖2 氣缸套有限元分析模型

活塞下止點以下部分不與燃氣接觸，換熱量小很多，熱邊界條件沿軸向高度上有如下分布規(guī)律：

式中，

αm(0)和Tres(0)分別對應柴油機工作循環(huán)中燃氣的平均換熱系數(shù)和平均溫度；

S——行程；

D——缸徑。

根據(jù)以上經(jīng)驗公式，計算得到燃氣測的溫度和換熱系數(shù)，再結(jié)合本次計算的具體機型，設定如表2所示的熱邊界條件。

表2 燃氣側(cè)的熱邊界條件

3.2 耦合場計算邊界條件

（1）載荷邊界條件：載荷邊界條件主要為裝配擰緊載荷和爆發(fā)壓力，缸蓋螺栓擰緊采用扭矩轉(zhuǎn)角法，擰緊力矩為115±5 N·m，轉(zhuǎn)角為95±5°，最大爆壓為16 MPa。

（2）位移邊界條件：位移約束邊界包括計算模型前后端兩側(cè)截面的對稱約束和機體底面的全約束邊界。

（3）溫度邊界條件：溫度邊界條件即由熱邊界計算得到的溫度場結(jié)果。進行耦合計算時將溫度場的結(jié)果加載到有限元模型的各個節(jié)點上。

4 計算結(jié)果與分析

4.1 溫度場計算結(jié)果

圖4為缸套整體溫度場的計算結(jié)果。由圖中可以看出，缸套最高溫度值出現(xiàn)在頂面區(qū)域，最大值為230.6℃，符合材料許可溫度的要求。

本文重點考察中間第3缸。圖5為第3缸缸套內(nèi)壁軸向溫度變化的分布圖，橫坐標表示距缸套頂面距離與缸套總高的比值（無量綱軸向高度）?？梢钥闯龌钊斏厦娴母滋讌^(qū)域因直接暴露在燃氣中，受燃氣的沖刷，且不處于冷卻水套區(qū)域，所以導致該區(qū)域溫度比較高。冷卻水套區(qū)域受冷卻水沖刷的作用，溫度較低。圖6為缸套內(nèi)壁靠近第1道活塞環(huán)高度上徑向截面節(jié)點的溫度變化圖，橫坐標表示徑向各節(jié)點與選取的第1個節(jié)點間徑向弧長與總弧長的比值。由圖中可以看出最高溫度低于165℃。將各節(jié)點溫度均值處理后得到平均溫度為148℃，滿足溫度許可要求。

圖4 缸套溫度場分布圖

圖5 缸套內(nèi)壁面的軸向溫度

圖6 缸套內(nèi)壁面第1道活塞環(huán)高度上徑向溫度

4.2 耦合場變形分析

缸套變形主要通過整體變形、軸向變形和徑向變形3種評價指標進行分析。

為考察不同因素對氣缸套變形的影響，本文共計算了3個工況：裝配載荷工況（LC1）、裝配載荷疊加熱載荷工況（LC2）、在LC2工況基礎上對第3缸施加爆壓工況（LC3）。

4.2.1 缸套總體變形分析

圖7 工況1下缸套總體變形

圖8 工況2下缸套總體變形

圖9 工況3下缸套總體變形

圖7～圖9為缸套在3個工況下的總體變形，變形放大系數(shù)為100。由圖中可以看出，LC1工況下最大變形量為0.031 26 mm，LC2工況下最大變形量為0.344 5 mm，LC3工況下最大變形量為0.408 2 mm。LC2和LC3這2個工況的變形類似。這說明在多種載荷作用下，熱載荷對缸套變形起主要作用。

4.2.2 缸套軸向變形分析

如圖10所示選取4個角度分析缸套的軸向變形，圖11～圖14為缸套各個角度對應軸向在3個不同的工況下的變形分布圖。

由圖中可以看出，在LC1工況下，缸套的變形在4個角度下均比較小。螺栓預緊力主要對缸套上部變形有較大的影響，沿著缸套軸向向下影響變小。在LC2工況下，缸套變形明顯加大；且90°和270°對應軸向變形更加明顯。LC3工況下的變形與LC2工況相似，主要對缸套頂部的變形影響較大，沿著缸套軸向向下影響變小。

圖10 缸套各軸向角度示意圖

圖11 缸套0°對應軸向變形圖

圖12 缸套90°對應軸向變形圖

圖13 缸套180°對應軸向變形圖

圖14 缸套270°對應軸向變形圖

4.2.3 缸套徑向變形分析

缸套的徑向變形分析也就是缸孔的失圓度分析?？筛鶕?jù)計算結(jié)果取不同高度的缸孔變形曲線在極坐標下分析其徑向的變形，也可借用諧波的概念對這些變形“圓”進行分析，應用快速傅里葉變換（FFT）計算不同階次下的變形[5]。

根據(jù)變形出現(xiàn)的條件，可以將變形分為靜態(tài)變形和動態(tài)變形。0、1、4階變形為靜態(tài)變形；2、3階及更高階次數(shù)的變形為動態(tài)變形。0、1階變形主要是由制造公差和裝配公差引起的整體尺寸和位置上的變化[6]。在本次計算中，主要考慮2～8階變形。

選取缸套關鍵橫截面進行分析，如表3所示。將各截面在裝配工況下的徑向變形進行傅里葉變換，得到如圖15所示的結(jié)果。

各階次下變形限值可按下式進行計算：

其中，Uimax為各階次下變形的最大值，Ci為系數(shù)，D為缸徑，各階所對應的Ci值如表4所示。

根據(jù)表4計算得到本機型在各階次下變形限值，如表5所示。由此得出，缸套徑向變形符合要求。

表3 各橫截面定義

圖15 缸套關鍵截面各階下徑向變形圖

表4 各階下對應的Ci值

表5 各階次下對應的變形限值

5 結(jié)論

本文通過熱機耦合的方法計算了缸蓋的溫度場和分析了缸套的變形，結(jié)論如下：

（1）缸套最高溫度為230.6℃，出現(xiàn)缸套頂部，滿足材料許可溫度的要求；缸套內(nèi)壁靠近第,1活塞環(huán)徑向節(jié)點溫度均值為148℃，滿足要求。

（2）根據(jù)耦合場計算結(jié)果取出了缸套在3個工況下的徑向變形和軸向變形，分析了缸套在不同工況下的整體變形、軸向變形和徑向變形，發(fā)現(xiàn)熱載荷對缸套的變形起主要作用。在分析徑向變形時，采用傅里葉變換的方法得到了缸套在裝配工況下第2階至第8階的變形值。從結(jié)果來看，缸套變形滿足要求。

1李坤，蘇鐵熊，趙靜．頂置濕式氣缸套溫度場及熱機耦合分析[J]．小型內(nèi)燃機與摩托車，2010（2）：45-48．

2張運泉，沈捷，楊劍等．有限元分析柴油機氣缸孔變形的研究[J]．內(nèi)燃機，2009（5）：14-17．

3夏春晶，劉玉鳳，閆明等．氣缸蓋蠕變－疲勞壽命預測[J]．失效分析與預防[J]，2008（1）：59-63．

4俞小莉，鄭飛，嚴兆大等．內(nèi)燃機氣缸體內(nèi)表面穩(wěn)態(tài)傳熱邊界條件的研究[J].內(nèi)燃機學報，1987（4）：329-332．

5周舟，楊懷剛．發(fā)動機氣缸蓋氣缸體一體化三維模擬研究[J]．車用發(fā)動機，2007（5）：56-58．

6陳亮，路明．基于有限元的缸孔變形量分析[J]．汽車工程師，2012（6）：49-51．

Deformation Analysis of the Cylinder Liner based on Mechanical-thermal Coupling

Zhu Xiaoping,Bai Shu,Chen Yang,Song Hongnian
（Shanghai Diesel Engine Co.,Ltd.,Shanghai 200438,China）

The t emperature f ield of the cylinder liner was analyzed via the mechanical-thermal coupling method.The coupling field based on the thermal analyzing results was calculated.The influence of the different load on the deformation was analyzed.The calculated results indicated that the maximum temperature of the cylinder liner was 230.6℃,which appeared on the upper part of the inner face in the cylinder liner.Over all,the deformation of the cylinder liner satisfied the requirement.The thermal load was the most important factor to the deformation of the cylinder liner.The results were very useful for the design of the cylinder liner.

cylinder liner,temperature field,coupling field,deformation

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.03.003

來稿日期：2013-05-16

朱小平（1987-）男，CAE工程師，主要研究方向為發(fā)動機結(jié)構(gòu)疲勞可靠性。