某改型汽油机机体热负荷分析

第２期（总第１６８期）

２００７年４月

车用发动机

ＶＥＨＩＣＬＥＥＮＧＩＮＥ

Ｎｏ．２（ＳｅｒｉａｌＮｏ．１６８）

Ａｐｒ．２００７

・零部件・

某改型汽油机机体热负荷分析

郭立新，杨海涛，夏兴兰

（无锡油泵油嘴研究所，江苏无锡２１４０６３）

摘要：通过建立的气缸盖、机体和冷却水耦合计算模型，使用直接耦合法，利用ＣＦＤ软件计算了机体温度场。计算结果显示，将汽油机原有的２气门配气机构改为４气门后，随着热负荷的加大，机体最高温度升高了２２．Ｉ℃。并以此温度场为边界条件，利用ＦＥＡ软件计算了机体热应力和热变形。结果表明，在只有热负荷作用时，改型后

机体受到的最大热应力由５１．０ＭＰａ增加到６０．２ＭＰａ，最大热变形由０．２７ｍｍ增加到０．３７ｍｍ。

关键词：汽油机｝机体；热负荷，直接耦合；有限元分析；热变形中图分类号：ＴＫ４１３．１

文献标志码：Ｂ

文章编号：１００１：２２２２（２００７）０２一００７６一０５

为了提高某汽油机动力性，将原有的２气门配气机构改为４气门，功率有了较大的提高。改型后对气缸盖内水套进行了重新设计，机体中水套沿用了原有设计。改型后机体的最高温度和最高温度所在位置及热应力、热变形同改型前有多大区别，是设计者非常关心的问题。

使用直接流热耦合法计算机体温度场，可以真实地反映冷却水流场对机体温度场的影响，为冷却水套设计提供依据。而且温度场可以加载到有限元模型上，为有限元结构强度计算提供边界条件。

本研究以改型后的某汽油机机体为对象，建立了气缸盖、机体和冷却水耦合计算模型，使用直接耦合法，利用ＣＦＤ软件ＳＴＡＲ—ＣＤ计算了机体温度场，采用ＦＥＡ软件ＡＮＳＹＳ计算了热应力和热变形，并对其热负荷进行了分析。

１

近壁面处增加了附面层网格。整个３缸汽油机耦合计算模型的总网格数约为１．３０×１０６个。

图１耦合计算组合网格

２温度场边界条件

２．１热边界条件

本研究采用ＢＯＯＳＴ软件模拟了该汽油机缸内工作过程，得出缸内燃气放热系数及气体温度随曲轴转角的变化情况。用时间平均方法计算出缸内气体平均温度、燃气平均放热系数［１］。

气缸体内表面采用由经验公式计算出的换热系数和温度［２］。实际上，由于进排气门的影响，在气缸体内表面同一轴向位置的换热系数也应有所不同，但由于差异较小，因而在计算中忽略了换热系数的周向差别。

气缸盖和机体的表面与周围空气的换热极为微

网格划分

该３缸汽油机的主要参数：缸径为７６ｍｍ；行

程为７３ｍｍ！点火顺序为１—２—３；改型后压缩比由原来的９．５提高到１０．０；扭矩由７７Ｎ・ｍ提高到

８９

Ｎ・ｍ；功率由３９ｋＷ提高到４５ｋＷ。

对于结构复杂的气缸盖、机体和冷却水，采用应

用比较广泛的非结构化四面体网格（见图Ｉ）。在直接耦合计算中，由于气缸盖燃烧室壁面和机体气缸壁承受最剧烈的热负荷，在进行网格划分过程中，对它们进行了细化；而其他部分，则采用了相对较粗的网格。为了精确计算流体固体之间的传热，在水套

收稿日期：２００６－０９－２１Ｉ修回日期：２００７—０４－０５

作者简介：郭立新（１９７５一），男，黑龙江省宾县人，工程师，硕士，研究方向为发动机热负荷及结构强度；Ｅ－ｍａｉｌ：ｇｌｘ＠．ｗｆｉｅｒｉ．ｃｏｒｎ。

万方数据　

２００７年４月郭立新，等：某改型汽油机机体热负荷分析

弱，换热系数取２３Ｗ／（ｍ２・Ｋ），环境温度取２０℃［３１；进气道表面换热系数取２０９Ｗ／（ｍ２・Ｋ），温度取４０℃；排气道表面换热系数取３１４Ｗ／（ｍ２・Ｋ），温

度取６２０℃Ｌ‘Ｊ。

冷却水套表面的传热边界条件通过建立冷却水套与气缸盖及机体间交界面实现，冷却水、气缸盖及机体和衬垫接触表面作绝热处理。２．２冷却水流动边界条件

计算工况为发动机标定工况，采用稳态计算模式，湍流模型选用高Ｒｅｙｎｏｌｄｓ模型［５］。

’水套入口采用流量边界条件，为水泵出口流量；水套出口采用压力边界条件，出口压力为１０１

ｋＰａ。

３机体温度场

从图２和图３机体的温度分布可以看到，气缸中各缸问薄壁处温度高于气缸其他位置，这是因为缸间薄壁处没有足够的冷却水，得不到充分冷却。因为冷却水在机体中依次流过１缸、２缸、３缸（靠近自由端的为１缸，靠近飞轮端的为３缸，中间的为２缸），各缸依次被冷却，所以２缸和３缸间薄壁处温度要比１缸和２缸间薄壁处温度高。机体的最高温度就出现在２缸和３缸之间薄壁处，改型后发动机强化程度提高，机体的最高温度升高了２２．１℃。

图２改型前机体温度分布

图３改型后机体温度分布

为了比较气缸壁次推力侧和主推力侧的冷却差

万　

方数据别，选取距离气缸顶面４０ｍｍ处温度进行比较（图４中气缸壁次推力侧位次推力俺

置Ａ、气缸壁主推力侧位置Ｂ）。

从考察点温度的比较可以看到，主推力飞

自侧的温度明显高于次鼋

由端

推力侧（见图５，图中横坐标１至３表示１缸至３缸气缸壁上的考查点，２ｖ表示改型前，４ｖ表示改型后，图４考察点位置

后面所有图同），这是

因为冷却水人口向机体次推力侧偏置，机体水套中次推力侧气缸轴线方向中部区域的水流速度大于主推力侧（见图６）。因此，次推力侧中部区域冷却效果要好于主推力侧，即其换热系数大于主推力侧（见图７），所以，气缸壁次推力侧考察点温度要低于主推力侧考察点温度。

一・－次推力侧（４ｖ）

—・一主推力侧（４ｖ）

．ｏ．次推力侧（２ｖ）

ｐ、

越赠

气缸顺序

图５考察点温度比较

改型后气缸主、次推力侧考察点温度都高于改

型前，这主要因为，一方面改型后发动机强化程度提高，热负荷加大；另一方面改型后气缸盖中冷却水套进行了重新设计，机体水套的水流场发生了变化，各缸主、次推力侧水套气缸轴线方向中部区域的水流速度降低（见图６），导致机体水套主、次推力侧中部区域壁面换热系数也比改型前小。综合作用的结果使改型后主、次推力侧考察点温度比改型前提高。

为了分析气缸壁面沿轴线的温度分布，沿位置Ｃ和Ｄ（见图４）考察气缸壁的轴向温度分布（见图８，纵坐标表示距离气缸顶面的距离）。无论改型前

还是改型后距离气缸顶面距离越远，温度越低。各

缸气缸壁沿轴线温度分布曲线在距离气缸顶面

・７８・

车用发动机

２００７年第２期

ａ改型前（主推力侧）ｂ改型后（主推力侧）

图６机体水套内冷却水速度分布

ａ改型前（主推力侧）

ｂ改型后（主推力侧）

图７机体中水套壁面换热系数

Ｏ

０

Ｏ

２０

２０

２０

４０

加

４０

、

ｇ

６０

ｌ

６０

ｇ

６０

警８０

１００１２０１４０

９０

１２０

１５０

１８０

２１０

２４０

２７０

３００

警８０

１００１２０１４０

９０

１２０

１５０

１８０

２１０

２４０

２７０

３００

篓８０

１００１２０

１４０

９０

１２０

１５０

１８０

２１０

２４０

２７０

３００

温度／℃温度／℃温度／℃

图８气缸壁轴向温度变化曲线

８０

ｍｍ左右时，出现了一个转折，温度下降的幅度４．１机体热应力

从热应力计算结果可以看出（见图９和图１０），在温度场的作用下，气缸体缸与缸间薄壁处产生应力集中。该处改型前的最大主应力约为５１．０ＭＰａ，改型后的最大主应力约为６０．２ＭＰａ。其原因该处是气缸体的高温区，受热膨胀产生了较大的拉应力。分别选取气缸壁上距离气缸顶面４０ｍｍ的点２，３，５，６，８，９及１缸和３缸气缸壁外侧点１和１０，气缸顶面缸间薄壁处中点４和７（见图１１）进行应力分析。从图１２可以看出，气缸内壁上受到的是压应力，气缸壁外侧受到的是拉应力。这是因为气缸内壁在高温燃气作用下温度高，迫使其沿周向膨胀；而外壁有冷却水冷却，温度低，周向膨胀小得多；内、外壁面相互约束，不能自由膨胀，从而产生热应力；气

缸内壁受到气缸壁外侧的挤压产生了压应力，气缸

加大，这是因为超过活塞行程后气缸壁将不会直接受到燃气烧灼，气缸温度会显著降低。２缸的Ｃ和Ｄ位置因不能受到冷却水充分冷却，温度都很高。１缸位置Ｄ和３缸位置Ｃ能受到冷却水充分冷却，温度低于同缸的另一位置。１缸的位置Ｄ正对着机体水套的入口，直接受到高速水流的冷却，温度下降得较快。改型后随着热负荷的加大，各气缸位置Ｃ和Ｄ温度都高于改型前，轴向温度分布同改型前相似。

４机体热应力和热变形

机体的各部分因受热程度的不同，温度分布有较大差异，热膨胀后相互作用而产生热应力。为了分析热负荷对机体热应力和热变形的影响，本研究计算了机体在只有温度场作用下的热应力和热变

形。

万方数据　

２００７年４月

郭立新，等：某改型汽油机机体热负荷分析

图９改型前机体最大主应力分布图

图１０改型后机体最大主应力分布图

图１１考察点位置图

５０

（２ｖ）４０

（２ｖ）（４ｖ）３。

（４ｖ）

受２０

差１０

餐。

一ｌ。一２。一３０

１

２

３

４

５

６

７

８

９

１０

考察点

图１２考察点主应力比较

万　

方数据壁外侧受拉扩大，产生了拉应力［６］。气缸顶面缸间薄壁处温度较高，受热膨胀产生了较大的拉应力。

４．２

机体热变形

热变形总的趋势从气缸体顶面到曲轴箱逐渐变

小，气缸体顶面气缸间薄壁处是变形较大的区域（见图１３和图１４）。最大变形发生在２缸和３缸之间薄壁处，改型前最大变形约为０．２７ｍｍ，改型后的约为０．３７ｍｍ。选取图１１中考察点比较改型前后的热变形，可见机体中部的考查点热变形量要大于两侧（见图１５），２缸和３缸之间薄壁处的热变形大

于ｌ缸和２缸之间的薄壁处。改型后因热负荷强度

图１３改型前机体热变形图

图１４改型后机体热变形

吕、

吕

删甾制

ｌ２３４５６７８９１０

考察点

图１５热变形比较

・８０・

车用发动机２００７年第２期

．．．－—一５ｍｍ２ｖ一．０一．５ｉｒｌｍ４ｖ——●－一１９ｍｍ２ｖ

４ｖ２ｖ

４ｖ

．．．・＿一５ｍｍ

２ｖ

一＿口一．５ｍｍ４ｖ——●’一１９ｍｍ２ｖ

——－一５ｍｍ２ｖ——●一１９ｍｍ

一夺一１９ｔｏｍ４ｖ

．＿口一．５ｍｍ４ｖ

２ｖ

—ｏ一１９ｍｍ４ｖ

飞轮端

自飞由轮端端

主推力侧

主推力侧

主推力侧

图１６气缸壁周向热变形

的提高，机体热变形增大。图１６所示距离气缸顶面分别为５

ｍｉＤ．，１９ｍｍ和４７

壁处。改型后机体最大热变形由０．２７ｍｍ增加到

０．３７ｍｍ。

ｍｍ时气缸壁面周向热

变形分布，从图中可以看到，在气缸壁周向上，主推力侧的热变形大于次推力侧。因气缸间连接处温度较高，热变形大于气缸壁的其他位置。改型后气缸壁相同位置周向热变形大于改型前。

５

参考文献：

［１］ＰｒａｓａｄＲ，ＳａｖｉｎｄｒａＮ．ＴｒａｎｓｉｅｎｔＨｅａｔＴｒａｎｓｆｅｒＡｎａｌ—

ｙｓｉｓ

ｉｎ

ａｎ

ＩｎｔｅｒｎａｌＣｏｍｂｕｓｔｉｏｎ

Ｅｎｇｉｎｅ

Ｐｉｓｔｏｎ［Ｊ］．

结论

ａ）该发动机机体的最高温度出现在２缸与３

Ｃｏｍｐｕｔｅｒ＆Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓ，１９９０，３４（５）：７８７—７９３．

Ｅ２］王希珍，严兆大，周军．柴油机缸套热负荷评估的分

析及实验研究方法［Ｊ］．内燃机工程，２００１（４）：６２—６５．［３］段峰，舒歌群，李志锐，等．用有限元法对４９５汽油机

气缸盖进行结构分析的研究［Ｊ］．小型内燃机与摩托

车，２００４（４）：１５—１６．

缸间的薄壁处，改型后发动机强化程度提高，最高温度升高了２２．１℃；

ｂ）因为冷却水人口向机体次推力侧偏置，气缸中部区域次推力侧冷却效果好于主推力侧，导致气缸中部区域次推力侧温度小于主推力侧温度；

ｃ）在热负荷的作用下，气缸问薄壁处产生了较大的拉应力，改型前该处的最大应力约为

５１．０

［４］廖日东，左正兴，邹文胜．温度对气缸盖应力分布影响

的研究ＥＪ］．内燃机学报，２００１，１９（３）：２５３—２５７．［５］

白敏丽，吕继组，丁铁新．六缸柴油机冷却系统流动与传热的数值模拟研究［Ｊ］．内燃机学报，２００４，２２（６）：

５２５—５３１．

ＭＰａ，改型后增加到６０．２ＭＰａ；

ｄ）在热负荷的作用下，热变形从气缸体顶面到

［６］张敬国，崔可润，龚齐清，等．船舶柴油机气缸套裂纹的

研究ＥＪ］．武汉交通科技大学学报，２０００（４）：１５５—１５９．

曲轴箱逐渐变小，机体最大热变形发生在气缸问薄

Ａｎａｌｙｓｉｓ

ｏｎ

ＴｈｅｒｍａｌＬｏａｄｏｆ

ａ

Ｍｏｄｉｆｉｅｄ

ＧａｓｏｌｉｎｅＥｎｇｉｎｅＣｙｌｉｎｄｅｒＢｌｏｃｋ

ＧＵＯＬｉ—ｘｉｎ，ＹＡＮＧＨａｉ—ｔａｏ，ＸＩＡＸｉｎｇ—ｌａｎ

（Ｗｕ）【ｉＦｕｅｌＩｎｊｅｃｔｉｏｎＥｑｕｉｐｍｅｎｔＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｗｕ】ｃｉ

Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｄｉｒｅｃｔｌｙｃｏｕｐｌｅｄｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｉｓｅｍｐｌｏｙｅｄｉｎｔｈｉｓ

ｐａｐｅｒ

ｔｏ

２１４０６３，Ｃｈｉｎａ）

ａ

ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅｔｈｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｆｉｅｌｄｏｆｃｙｌｉｎｄｅｒｂｌｏｃｋｉｎ

４－

ｖａｌｖｅｇａｓｏｌｉｎｅｅｎｇｉｎｅｂｙｕｓｉｎｇｏｆＣＦＤｓｏｆｔｗａｒｅ．Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌｍｏｄｅｌｉｎｃｌｕｄｅｓｃｙｌｉｎｄｅｒｈｅａｄ，ｃｙｌｉｎｄｅｒｂｌｏｃｋａｎｄｗａｔｅｒｊａｃｋｅｔ．Ａｆｔｅｒｔｈｅｖａｌｖｅｔｒａｉｎｉｓｃｈａｎｇｅｄｆｒｏｍ２ｖａｌｖｅｓｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｏｆｃｙｌｉｎｄｅｒｂｌｏｃｋｉｎｃｒｅａｓｅａｎｄｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ．ＴｈｅＦＥＡ

ｔｏ

４ｖａｌｖｅｓ．ＴｈｅＣＦＤｒｅｓｕｌｔｓｈｏｗｓｔｈａｔｆｏｒｔｈｅｒｍａｌｌｏａｄｅｎｈａｎｃｅ，ｔｈｅｈｉｇｈｅｓｔ

ｔｏ

２２．１℃．Ｔｈｅｎ。ｔｈｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｆｉｅｌｄｉｓｌｏａｄｅｄｉｎＦＥＡｓｏｆｔｗａｒｅ

ｓｔｒｅｓｓ

ｐｒｅｄｉｃｔｔｈｅｒｍａｌ

ｓｔｒｅｓｓ

ｒｅｓｕｈｒｅｖｅａｌｓｔｈａｔｔｈｅｍａｘｉｍｕｍｔｈｅｒｍａｌ

ｔｏ

ｏｆｃｙｌｉｎｄｅｒｂｌｏｃｋｉｎｃｒｅａｓｅｓｆｒｏｍ５１．０ＭＰａ

ｔｏ

６０．２吼Ｔｈｅ

ｍａｘｉｍｕｍｔｈｅｒｍａｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｉｎｃｒｅａｓｅｆｒｏｍ０．２７ｍｍＫｅｙ

０．３７ｍｍ．

Ｗｏｒｄｓ：ｇａｓｏｌｉｎｅ

ｅｎｇｉｎｅ；ｃｙｌｉｎｄｅｒｂｌｏｃｋ；ｔｈｅｒｍａｌｌｏａｄ；ｄｉｒｅｃｔｌｙｃｏｕｐｌｅｄｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ；ＦＥＡ；ｔｈｅｒｍａｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ

［编辑：李建新］

万方数据　

某改型汽油机机体热负荷分析

作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：

郭立新， 杨海涛， 夏兴兰， GUO Li-xin， YANG Hai-tao， XIA Xing-lan无锡油泵油嘴研究所,江苏,无锡,214063车用发动机VEHICLE ENGINE2007(2)

参考文献(6条)

1. 张教国;崔可润;龚齐清 船舶柴油机气缸套裂纹的研究[期刊论文]-武汉交通科技大学学报 2000(04)2. 白敏丽;吕继组;丁铁新 六缸柴油机冷却系统流动与传热的数值模拟研究[期刊论文]-内燃机学报 2004(06)3. 廖日东;左正兴;邹文胜 温度对气缸盖应力分布影响的研究[期刊论文]-内燃机学报 2001(03)

4. 段峰;舒歌群;李志锐 用有限元法对495汽油机气缸盖进行结构分析的研究[期刊论文]-小型内燃机与摩托车2004(04)

5. 王希珍;严兆大;周军 柴油机缸套热负荷评估的分析及实验研究方法[期刊论文]-内燃机工程 2001(04)6. Prasad R;Savindra N Transient Heat Transfer Analysis in an Internal Combustion Engine Piston1990(05)

本文链接：http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_cyfdj200702021.aspx