柴油机机体热－机耦合分析

王 虎， 于彩侠， 孙 军， 赵小勇， 王 杰， 程金林

（合肥工业大学 机械与汽车工程学院，安徽 合肥 230009）

内燃机机体主要由缸盖、缸体、缸套、缸垫、连接螺栓等装配而成，是内燃机运行的承重支撑体。工作过程中，不仅受到螺栓预紧力、燃气爆发压力等机械负荷的作用，同时也受到剧烈变化的热负荷作用，它在工作过程中的受力及变形状态对于整体的正常运行起到至关重要的作用。由于组成机体的零部件本身结构复杂，各零部件之间由装配而产生的接触关系描述困难，使得机体装配模型的准确耦合分析成为一个难点。在以往的研究文献中，多以单零部件的耦合分析［1－4］、简化装配模型的耦合分析为主［5－9］，完整的机体装配模型的多场耦合分析较少。

本文以某4105柴油机为研究对象，在准确建造缸体、缸盖、缸垫、缸套、连接螺栓的基础上，采用合理的接触关系装配组合完整的内燃机机体。在此模型上，运用ANSYS Workbench平台，模拟螺栓预紧力、爆发压力、热负荷的耦合作用，对机体各零部件的应力、变形进行了有限元热－机耦合分析。

1 有限元模型

1.1 几何模型

缸体、缸盖、缸套、缸垫、连接螺栓的几何建模在SolidWorks环境中进行，建模的过程中将零件中对结果影响小的复杂结构进行简化或略去，如圆角、倒角、螺纹等，这样既可以提高计算的速度与成功率，又可以保证耦合分析的准确性。根据结构和材料的不同，将缸垫分成2个区域：一部分为护圈区域，包括缸套口、冷却水口和润滑油口护圈，为环形；其余部分为缸垫主体区域。将机体装配模型导入ANSYS Workbench集成环境中，并对零件进行几何后处理，如建立一些印记面，方便边界条件的加载等。

1.2 接触关系

ANSYS Workbench集成环境会自动接收来自SolidWorks的部分由装配而产生的接触关系，对于有限元分析而言，有些接触关系不够准确，需要进行一定的修正。其中缸垫上表面与缸盖、下表面与缸体的接触关系修正为摩擦接触，允许微量的切向位移，摩擦系数设为0.15；缸垫的2个区域的接触关系、连接螺栓与缸体、缸盖的接触关系，缸套与缸体的接触关系均为绑定关系，不允许相对位移。

1.3 网格划分

由于机体的装配模型复杂，本文的计算采用SOLID92实体单元自动划分网格。为保证计算精度，对各部件单元的尺寸进行设定，缸体、缸盖设为12mm，缸套设为5mm，缸垫与缸体、缸盖接触区域5mm，缸垫与缸套接触区域设为0.8mm，整体模型网格单元数是775 636，节点数是1 355 587。

4105柴油机机体有限元网格模型如图1所示。

图1 4105柴油机机体有限元网格模型

1.4 模型主要材料性能

根据内燃机机体的主要组成部分，将主要部分材料的参数列出，见表1所列。

表1 内燃机材料的物性参数

2 边界条件及加载

2.1 连接螺栓预紧力

4015内燃机共采用18个连接螺栓，每个螺栓的预紧力矩为150～170N·m，性能等级为10.9。预紧力矩的计算公式为：

其中，ψ为螺纹升角；d0为螺栓孔直径；d2为螺纹中径；φv为螺旋副当量摩擦角；D0为螺母环形支撑面的外径；fc为螺母与支承面间摩擦系数。经计算，每个螺栓预紧力F为70 230N。预紧力的加载通过连接螺栓的属性Pretension进行设置，在多种接触关系的联合作用下，将预紧力加载到缸盖、缸体与螺栓螺纹副相对应的实体区域。

2.2 燃气爆发压力

计算点设在第3缸处于最大爆发压力时刻。此时，第3缸缸内压力为5.80MPa，第1缸缸内压力为0.23MPa，第2缸缸内压力0.16MPa，第4缸缸内压力为0.22MPa。

气体压力作用在燃烧室的内表面，包括缸盖火力面，缸套相应的裸露内壁面等。对于本模型，首先计算此时各活塞的位移，进而判定各缸套内壁相应的裸露面，在ANSYS Workbench环境中建立相应的印记面进行加载，不需再修改模型。

2.3 热边界条件

内燃机机体热负荷分析是内燃机强度设计的重要内容。计算中，缸套内表面的热边界条件分布公式［6－7］如下：

其中，k1＝ 0.537（S／D）0.24；k2＝ 1.45k1，β ＝h／s，0≤β≤1；h为缸套轴向距气缸顶部的距离，αm（0）为内燃机工作循环中燃气的平均放热系数αg，m；Tres（0）为内燃机工作循环中燃气的综合平均温度t＊g，m。其余热边界条件不再累述，数据见表2所列。

表2 内燃机的热边界条件

一部分热边界条件直接加载在模型表面区域，另一部分需在模型表面建立一定数量印记面，如在缸套内壁表面沿轴向建立15个印记面，分别加载不同的热边界条件。

2.4 约束定义

根据研究内容及内燃机工作的特点，采用内燃机缸体的底部端面全约束的处理方式。

3 结果与分析

分别对仅受螺栓预紧力作用、第3缸最大燃气压力和热－机耦合作用3种工况进行比较。

3.1 仅螺栓预紧力作用

机体在冷态下，只承受螺栓预紧力的作用，通过施加相应大小的预紧力，变形和应力图如图2、图3所示。

图2 预紧力作用下的机体变形图

图3 预紧力作用下机体应力图

冷态仅受预紧力作用下，缸盖整体有明显的向下变形，变形较大的区域集中在螺栓附近，中间连接螺栓区域变形稍大，平均为0.125mm，靠近边缘螺栓附近的缸盖变形为0.106mm。缸体的变形相对于缸盖要小得多，而且主要集中在连接螺栓附近，只有0.018mm左右，其他区域变形极小，可以忽略不计。比较缸盖进气口侧与出气口侧变形可以看出，进气口侧缸盖的变形大于排气口侧的变形，这是由于缸盖这2个部分的支撑不同造成的刚度差异产生的，其中进气口侧的刚度比排气口侧的刚度要小一些。

应力的分布基本和应变的分布一致，忽略螺栓局部区域的应力最高值虚高，缸盖的最大应力为128MPa。从缸垫应力分布可以看出，应力主要集中在缸口护圈、水口护圈和螺栓连接区域，其中缸口护圈上的平均应力最大，而且护圈上靠近连接螺栓的部分应力偏大一些，缸口护圈的平均应力为45.3MPa，其余区域的平均应力为5.7MPa。缸体的最大应力位于螺纹连接区域，平均为113MPa。

3.2 第3缸最大压力工况

将第3缸处于最大压力下的压力负荷加载在上述模型上，计算出机械负荷综合作用下的机体变形和应力，图4～图6所示。

图4 第3缸最大气体压力作用下机体变形图

图5 第3缸最大气体压力作用下缸垫应力图

图6 第3缸最大气体压力作用下机体应力图

从图4可以看出，由于第3缸爆发压力的作用，缸盖的螺栓连接处相同位置的最大变形均量下降，分别回复为0.114mm和0.092mm。由于第3缸爆发压力的加载，相应的螺栓总拉力增加，使得第3缸周边螺栓连接处局部最大变形量增加为0.028mm，其他螺栓连接区域变化较小。

综合图5、图6的应力分布可以看出，由于第3缸爆发压力的加载，连接螺栓被拉长，使第3缸处缸垫的缸口护圈应力下降明显，此处的平均应力降为36.8MPa，其余缸口的应力变化不大。缸盖的最大应力增加为162MPa，缸体的最大应力增加为131MPa。

3.3 热－机耦合工况

将热负荷与机械负荷同时作用于机体上，计算出机体变形和应力分布，如图7、图8所示。

从图7可以看出，计入热负荷后，缸盖、缸体总体变形由原来的下压变形转变为向上膨胀的趋势，缸盖的最大变形量此时为0.519mm，位于缸盖的边缘，这主要是由热膨胀带来的变形量累加的结果，缸体的最大变形也变为整体向上，最大变形也位于前后端面，为0.360mm，且整体变形基本前后对称。

从图8可以看出，缸盖和缸体的最大应力都有增加，其中缸盖的最大应力增加为236MPa，缸体的最大应力增加为204MPa，仍位于螺栓连接处。同时，第3缸缸垫缸口护圈处的平均应力增加为81.6MPa，其余3缸的缸口护圈平均应力约为103.4MPa。缸垫缸口护圈平均应力的增加主要来源于热负荷作用下，缸盖、缸体变形的总量大于螺栓的变形量，加上护圈特殊的结构，使得缸垫的接触压力增大，进而导致缸垫的应力显著增加，这对于工作状态下燃烧室的密封非常有益。

图7 热－机耦合作用下机体变形图

图8 热－机耦合作用下机体应力图

4 结 论

建立完整的内燃机机体装配模型，合理描述各零部件的接触关系，分别通过仅受预紧力作用、第3缸最大压力、热－机耦合作用下的3种工况，对内燃机机体的变形和应力进行了计算，并对各工况下的结果进行了分析和评价。

（1）冷态预紧力作用下，最大变形发生在连接螺栓上，缸盖整体下压变形，最大变形发生在中间连接螺栓区域，约为0.125mm。缸体除连接螺栓处有较小变形外，其他部位可忽略。

（2）冷态预紧力作用下，缸盖最大应力为128MPa，缸体的最大应力为113MPa。缸垫缸口护圈处的平均应力为45.3MPa，缸垫其余区域的平均应力约为5.7MPa。

（3）比较第3缸最大爆发压力和螺栓预紧2种机械负荷，可以看出，爆发压力的作用弱，计入第3缸爆发压力后，缸盖最大变形减少，缸体的最大变形增加，缸盖和缸体的最大应力均有所增加，但变化量较小，第3缸缸垫缸口护圈的的平均应力下降为36.8MPa。

（4）热－机耦合分析表明，热负荷作用最大，热负荷不仅使机体的整体变形由压缩变为膨胀形态，而且使变形数值增加显著，缸盖、缸体的最大变形量增加为0.519mm和0.360mm，最大应力也分别增加为236MPa和204MPa，同时，第3缸缸垫缸口护圈的平均应力增加为81.6MPa。

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