《汽車動(dòng)力裝置仿真與設(shè)計(jì)》 課件 第三章 內(nèi)燃機(jī)主要零部件仿真和與設(shè)計(jì)

汽車動(dòng)力裝置仿真與設(shè)計(jì)第3章內(nèi)燃機(jī)主要零部件仿真和與設(shè)計(jì)

3.1曲軸組仿真與設(shè)計(jì)3.2連桿組仿真與設(shè)計(jì)3.3活塞組仿真與設(shè)計(jì)3.4機(jī)體組仿真與設(shè)計(jì)本章將主要講解內(nèi)燃機(jī)主要零部件仿真與設(shè)計(jì)，包括曲軸組、連桿組、活塞組和機(jī)體組的仿真方法、結(jié)果評(píng)價(jià)和優(yōu)化設(shè)計(jì)措施等。其中，曲軸組仿真與設(shè)計(jì)的講解內(nèi)容為曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和疲勞強(qiáng)度，連桿組講解內(nèi)容為連桿應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度，活塞組講解內(nèi)容為活塞溫度場(chǎng)、應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度，機(jī)體組講解內(nèi)容為缸蓋、缸套和機(jī)體的溫度場(chǎng)、應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度。

3.1.1引言基本結(jié)構(gòu)和功用曲軸組配合活塞和連桿，將往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，把缸內(nèi)氣體作用力轉(zhuǎn)換為輸出轉(zhuǎn)矩，并為配氣機(jī)構(gòu)、發(fā)電機(jī)和冷卻風(fēng)扇等附件提供動(dòng)力。曲軸材料常為中碳鋼、合金鋼和球墨鑄鐵等。曲軸前端常驅(qū)動(dòng)配氣機(jī)構(gòu)等，后端安裝飛輪對(duì)外輸出轉(zhuǎn)矩，中間由多個(gè)曲拐組成，一個(gè)曲拐包括主軸頸、曲柄臂和連桿軸頸。圖3-1為直列兩缸機(jī)曲軸結(jié)構(gòu)圖。圖3-1某直列兩缸機(jī)曲軸CAD圖2工作條件隨著發(fā)動(dòng)機(jī)的周期性工作狀態(tài)，曲軸受周期變化的氣體力、慣性力和力矩作用。曲軸切向載荷的諧波引起扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、曲軸橫向載荷的諧波引起彎曲振動(dòng)、曲軸縱向載荷的諧波引起縱向振動(dòng)，其中主要關(guān)注曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。由于周期性的高工作載荷以及曲拐形狀不均勻，在連桿軸頸過(guò)渡圓角、主軸頸過(guò)渡圓角和潤(rùn)滑油油孔等位置應(yīng)力集中明顯，容易產(chǎn)生破壞。主軸頸和連桿軸頸在較高的比壓下高速旋轉(zhuǎn)，潤(rùn)滑油供給到主軸承和連桿軸承，形成潤(rùn)滑油膜，保證曲軸正常工作。3.設(shè)計(jì)要求1）曲軸應(yīng)具有合理的共振特性，尤其是扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性；2）應(yīng)滿足有足夠的彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度；3）應(yīng)具有足夠的承壓面積和良好的軸承潤(rùn)滑。3.1.2曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)曲軸軸系振動(dòng)形式主要包括扭振、彎振、縱振及其耦合振動(dòng)。扭振是使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相對(duì)扭轉(zhuǎn)的振動(dòng)。對(duì)于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，由于曲軸較長(zhǎng)、扭轉(zhuǎn)剛度較小、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量又較大，導(dǎo)致曲軸軸系扭振頻率偏低，容易出現(xiàn)在內(nèi)燃機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，從而產(chǎn)生共振，因此曲軸扭振是內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)過(guò)程中需要考慮的重要因素。在概念設(shè)計(jì)階段需要確定曲軸主要尺寸和平衡方案，需要進(jìn)行一維扭振計(jì)算、確定飛輪和扭轉(zhuǎn)減振器。如果出現(xiàn)下面的現(xiàn)象，發(fā)動(dòng)機(jī)很可能是出現(xiàn)了扭轉(zhuǎn)振動(dòng)[1]：1）發(fā)動(dòng)機(jī)在某一轉(zhuǎn)速下發(fā)生劇烈抖動(dòng)，噪音增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴(yán)重時(shí)發(fā)生曲軸扭斷。2）發(fā)動(dòng)機(jī)偏離該轉(zhuǎn)速時(shí)，上述現(xiàn)象消失。曲軸扭振計(jì)算分析的流程為：1）簡(jiǎn)化當(dāng)量扭振系統(tǒng)：將復(fù)雜的曲軸軸系根據(jù)動(dòng)力學(xué)等效原則轉(zhuǎn)換為扭振特性相同的簡(jiǎn)化當(dāng)量系統(tǒng)。2）自由振動(dòng)計(jì)算：獲得曲軸扭振系統(tǒng)的固有頻率和對(duì)應(yīng)的振型。3）強(qiáng)迫振動(dòng)計(jì)算：對(duì)曲軸扭振系統(tǒng)施加外載力矩，分析其頻率階次特性，并考慮系統(tǒng)阻尼力矩，獲得扭振幅值和應(yīng)力，進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)。4）減振：通過(guò)不同的方案進(jìn)行減振，并獲得減振后的扭振特性。1.曲軸軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)規(guī)則結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量可通過(guò)公式，計(jì)算，通過(guò)相關(guān)手冊(cè)查對(duì)應(yīng)的公式獲得，如，對(duì)于質(zhì)量為m，旋轉(zhuǎn)半徑為R的質(zhì)點(diǎn)，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為

；對(duì)于實(shí)心圓柱體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為

，其中m為圓柱體質(zhì)量，R為圓柱體半徑。復(fù)雜形狀的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（如曲柄臂）常使用三維CAD軟件獲得，給零件三維CAD模型賦予密度數(shù)值后可分別獲得對(duì)全局坐標(biāo)系和對(duì)質(zhì)心坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；或者使用網(wǎng)格前處理軟件獲得，給零件三維網(wǎng)格模型賦予密度數(shù)值后也可分別獲得對(duì)全局坐標(biāo)系和對(duì)質(zhì)心坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。由于活塞和連桿在平面內(nèi)做往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，在曲軸軸系扭振計(jì)算中需換算活塞連桿的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，換算原則是當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的動(dòng)能與曲軸旋轉(zhuǎn)一周活塞組和連桿組的平均動(dòng)能相等。

一周內(nèi)的平均動(dòng)能為：

（2）扭轉(zhuǎn)剛度和柔度扭轉(zhuǎn)剛度K(N·

m/rad)表示使軸產(chǎn)生單位扭轉(zhuǎn)角所需轉(zhuǎn)矩，

中點(diǎn)·

（3）扭振計(jì)算簡(jiǎn)化當(dāng)量系統(tǒng)根據(jù)動(dòng)力學(xué)等效原則，將曲軸扭振系統(tǒng)簡(jiǎn)化為“集中質(zhì)量（只有慣量而無(wú)彈性）+彈簧（只有剛度而無(wú)慣量）”的當(dāng)量系統(tǒng)。分析有阻尼強(qiáng)迫振動(dòng)時(shí)，整個(gè)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為“集中質(zhì)量+彈簧+阻尼力矩+激振力矩”的當(dāng)量系統(tǒng)。當(dāng)量原則：1）硅油減振器應(yīng)當(dāng)量為兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：減振器殼體和慣量環(huán)；2）單個(gè)曲拐當(dāng)量成主軸頸中心位置和曲柄銷中心位置兩個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，曲柄銷中心位置慣量需計(jì)入活塞和連桿的當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，需注意V型發(fā)動(dòng)機(jī)包括兩套活塞連桿；3）將具有較大轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的部件當(dāng)量為一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，將轉(zhuǎn)動(dòng)慣量布置在其中心線上，例如飛輪當(dāng)量為一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；4）各部分之間的連接軸段在對(duì)應(yīng)位置當(dāng)量成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；5）對(duì)于齒輪傳動(dòng)部分，將從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量通過(guò)傳動(dòng)比換算合并成一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；6）聯(lián)軸器的主動(dòng)法蘭盤與從動(dòng)法蘭盤之間如果有柔度很大的橡膠、彈簧等彈性元件，應(yīng)把主動(dòng)、從動(dòng)法蘭盤分別當(dāng)作兩個(gè)集中質(zhì)量。a）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖b）扭振當(dāng)量系統(tǒng)1-硅油減振器慣量環(huán)，2-硅油減振器殼體，3-前端連接軸段，4-主軸頸1，5-曲柄銷1，6-主軸頸2，7-曲柄銷2，8-主軸頸3，9-曲柄銷3，10-主軸頸4，11-曲柄銷4，12-主軸頸5，13-后端連接軸段，14-飛輪圖3-2某直列四缸機(jī)的曲軸軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)以某直列四缸機(jī)的曲軸軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)為例說(shuō)明曲軸軸系進(jìn)行當(dāng)量的方式（見(jiàn)圖3-2）。該曲軸結(jié)構(gòu)從自由端到飛輪端的結(jié)構(gòu)分別有硅油減振器、4個(gè)曲拐和飛輪。硅油減振器與第1曲拐通過(guò)前端軸段連接，飛輪與第4曲拐通過(guò)后端軸段連接。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量1為硅油減振器的慣量環(huán)，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量2為減振器殼體，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量1和2之間的扭轉(zhuǎn)剛度取決于減振器扭轉(zhuǎn)剛度參數(shù)；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量3為連接軸段，2與3、3與4間的扭轉(zhuǎn)剛度來(lái)源于軸結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量4至12代表四個(gè)曲拐，主軸頸慣量和曲柄銷慣量之間的扭轉(zhuǎn)剛度是曲拐的半拐剛度；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量13為后端連接軸段，12與13、13與14間的扭轉(zhuǎn)剛度來(lái)源于軸結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量14為飛輪。2.曲軸軸系自由振動(dòng)

2）慣性力矩，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理

曲軸扭振微分方程矩陣形式：

主振形振形固有頻率/Hz單結(jié)點(diǎn)主振形191.0雙結(jié)點(diǎn)主振形521.0三結(jié)點(diǎn)主振形857.8四結(jié)點(diǎn)主振形1183.0五結(jié)點(diǎn)主振形1477.6六結(jié)點(diǎn)主振形1711.1七結(jié)點(diǎn)主振形1848.8八結(jié)點(diǎn)主振形2511.3九結(jié)點(diǎn)主振形2795.5十結(jié)點(diǎn)主振形2945.6十一結(jié)點(diǎn)主振形3093.6十二結(jié)點(diǎn)主振形3211.3

3.曲軸軸系強(qiáng)迫振動(dòng)（1）曲軸軸系的激振力矩內(nèi)燃機(jī)曲軸的外部激勵(lì)主要來(lái)源于各缸轉(zhuǎn)矩，包括缸內(nèi)氣體力作用產(chǎn)生的力矩和往復(fù)慣性力產(chǎn)生的力矩，圖3-3為某發(fā)動(dòng)機(jī)的單缸轉(zhuǎn)矩曲線，單缸轉(zhuǎn)矩M是隨時(shí)間變化的瞬時(shí)力矩。通過(guò)傅里葉變換，可以將其從時(shí)域轉(zhuǎn)化成頻域。圖3-3某單缸轉(zhuǎn)矩曲線其中：對(duì)于二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)對(duì)應(yīng)一個(gè)周期為2π，與傅里葉級(jí)數(shù)的周期2π相同，因此，二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)激振力矩可以用式（3-6）表示。而對(duì)于四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸兩轉(zhuǎn)一個(gè)周期為4π，是傅里葉級(jí)數(shù)的周期2π的2倍，所以，曲軸一轉(zhuǎn)內(nèi)四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)第k階力矩k=0.5、1、1.5、2、2.5、。因此，四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)激振力矩的簡(jiǎn)諧分析式為

分析扭振時(shí)，階次k最大一般取到12~18階，因?yàn)橥ǔｋA次超過(guò)12~18階后振幅很小，可以忽略。例如圖3-4為某直列四沖程六缸機(jī)曲軸自由端角位移，可以看到在10階以內(nèi)不同發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下還有相對(duì)明顯的振幅，超過(guò)10階在整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的振幅均很小。圖3-4某直列四沖程六缸機(jī)曲軸自由端角位移多拐曲軸各拐上的力矩諧量與第一拐的幅值相同，只是相位根據(jù)氣缸發(fā)火順序有所不同。設(shè)作用在第一拐的第k階力矩為則作用在第i拐上的第k階力矩為第i拐與第一拐上k階力矩（幅值）間的相位差為（3-8）【例3-1】繪制直列六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡(jiǎn)諧力矩的相位圖。圖3-5直列六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡(jiǎn)諧力矩的相位圖

（3-9）

圖3-6無(wú)減振器時(shí)臨界轉(zhuǎn)速圖扭振計(jì)算的缸內(nèi)壓力曲線需要覆蓋發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍的外特性，轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)應(yīng)準(zhǔn)確提供額定工況和最大扭矩工況等工況的轉(zhuǎn)速和缸壓曲線。飛輪端需提供發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載力矩。共振時(shí)

共振附加應(yīng)力：

可見(jiàn)，第1個(gè)集中質(zhì)量振幅與各個(gè)質(zhì)量的振幅、共振附加應(yīng)力相關(guān)，第1個(gè)集中質(zhì)量振幅為扭振中的一個(gè)關(guān)鍵參數(shù)。（3-10）（3-11）【例3-2】圖3-7為某直列六缸柴油機(jī)無(wú)減振器時(shí)曲軸自由端扭振振幅，試結(jié)合數(shù)學(xué)諧量階次和臨界轉(zhuǎn)速對(duì)扭振振幅進(jìn)行分析。圖3-7無(wú)減振器時(shí)曲軸自由端扭振振幅【解】振幅較大諧量常對(duì)應(yīng)主諧量或次主諧量，如3.0、6.0、9.0階為主諧量；1.5、4.5、7.5階為次主諧量。同時(shí)，不是主諧量和次主諧量的階數(shù)，也有可能合成較大的幅值，如5.5階。根據(jù)公式（3-9）和臨界轉(zhuǎn)速圖可知，幅值較高的5.5階、6.0階、7.5階和9.0階扭振振幅峰值均出現(xiàn)在對(duì)應(yīng)臨界轉(zhuǎn)速位置。在未安裝減振器的情況下，扭振振幅峰值與臨界轉(zhuǎn)速相對(duì)應(yīng)。此外，3.0諧次為直列六缸機(jī)最低主諧次，并且低速區(qū)振幅隨轉(zhuǎn)速增大而減小，是剛體轉(zhuǎn)動(dòng)，又稱為滾振。（1）減振減輕扭振可通過(guò)以下方法：1）使發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離臨界轉(zhuǎn)速；2）通過(guò)提高曲軸剛度、減小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量來(lái)改變曲軸固有頻率；3）提高曲軸阻尼；4）采用減振裝置，等。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)和工作形式基本確定后，最有效的方法是使用扭振減振器，常用的減振器之一是硅油減振器。安裝硅油減振器后，扭振較為嚴(yán)重的諧量的振幅峰值會(huì)有較為顯著的降低。（2）扭振評(píng)價(jià)扭轉(zhuǎn)評(píng)價(jià)主要關(guān)注的參數(shù)為1）扭振應(yīng)力；2）自由端角位移。根據(jù)《GB/T15371曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的測(cè)量與評(píng)定方法》[4]，對(duì)于不同燃料和不同使用場(chǎng)合的內(nèi)燃機(jī)，扭振許用應(yīng)力要求有所不同，對(duì)自由端角位移許用要求也有所不同。對(duì)汽油機(jī)常要求自由端扭轉(zhuǎn)角度＜0.2°，柴油機(jī)要求＜0.4°。2021年版《鋼質(zhì)海船入級(jí)規(guī)范》中要求主推進(jìn)柴油機(jī)曲軸的扭振許用應(yīng)力應(yīng)不超過(guò)下式計(jì)算所得之值[5]：4．減振和評(píng)價(jià)持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)(0<r≤1.0)瞬時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)(0<r≤0.8)

()：曲軸是內(nèi)燃機(jī)中最重要的零部件之一，必須滿足長(zhǎng)時(shí)間可靠工作。在連桿軸頸過(guò)渡圓角、主軸頸過(guò)渡圓角和潤(rùn)滑油油孔等位置應(yīng)力集中明顯，容易產(chǎn)生破壞。當(dāng)不包括扭振引起的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞情況下，曲軸破壞80%是彎曲疲勞引起的，彎曲疲勞載荷具有決定性作用，彎曲疲勞破壞的特征是裂紋從過(guò)渡圓角位置產(chǎn)生向曲柄臂發(fā)展造成曲柄臂斷裂。扭轉(zhuǎn)疲勞破壞主要型式包括①?gòu)挠涂滋幃a(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞：裂紋從油孔處產(chǎn)生，沿與軸線成45°~55°角度方向發(fā)展，造成主軸頸或曲柄銷斷裂；②從過(guò)渡圓角處產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞：裂紋從過(guò)渡圓角產(chǎn)生，沿與軸線成45°角度方向發(fā)展，造成主軸頸或曲柄銷斷裂；③從曲柄銷減重孔處產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞。此外，由于材料缺陷或者工藝不當(dāng)可能會(huì)引起曲軸表面的油孔或圓角產(chǎn)生裂紋造成破壞。目前進(jìn)行曲軸疲勞計(jì)算的方法主要基于經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算、單拐模型或基于多體動(dòng)力學(xué)模型。單拐模型常用于初步設(shè)計(jì)階段，由于其約束條件很難還原潤(rùn)滑油膜的支撐作用等原因?qū)е陆Y(jié)果不夠準(zhǔn)確?；诙囿w動(dòng)力學(xué)進(jìn)行曲軸疲勞計(jì)算時(shí)，將詳細(xì)的潤(rùn)滑計(jì)算耦合考慮更為準(zhǔn)確；簡(jiǎn)化計(jì)算時(shí)可使用多組特定的彈簧單元代替潤(rùn)滑油膜的非線性傳遞效果。3.1.3曲軸疲勞計(jì)算基于多體動(dòng)力學(xué)的曲軸疲勞常用的計(jì)算分析的流程為：1）曲軸多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算，包括建立有限元網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點(diǎn)進(jìn)行模態(tài)縮減、建立多體動(dòng)力學(xué)模型、載荷施加、迭代收斂參數(shù)設(shè)置，最終獲得曲軸主節(jié)點(diǎn)振動(dòng)位移結(jié)果。2）曲軸動(dòng)應(yīng)力計(jì)算，以曲軸有限元網(wǎng)格模型和曲軸主節(jié)點(diǎn)振動(dòng)結(jié)果作為動(dòng)力應(yīng)力計(jì)算的輸入數(shù)據(jù)，獲得隨時(shí)間變化的曲軸動(dòng)應(yīng)力空間結(jié)果。3）曲軸疲勞計(jì)算，以曲軸動(dòng)應(yīng)力結(jié)果作為疲勞計(jì)算輸入進(jìn)行疲勞計(jì)算，獲得曲軸疲勞安全系數(shù)和壽命等結(jié)果。如果對(duì)所有網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算，需要求解龐大的方程組，從而導(dǎo)致計(jì)算量過(guò)大。為了降低方程組計(jì)算的自由度數(shù)，一般采用模態(tài)減縮方式，如采用子結(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法（ComponentModeSynthesis，CMS）：

1.曲軸系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算

運(yùn)動(dòng)方程的縮減形式：簡(jiǎn)化為：

（3-12）圖3-8曲軸軸系有限元模型多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算之前需要先劃分曲軸網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點(diǎn)進(jìn)行模態(tài)縮減。曲軸網(wǎng)格類型以六面體單元為主見(jiàn)圖3-8，建立網(wǎng)格模型時(shí)，關(guān)鍵技術(shù)是控制過(guò)渡圓角的網(wǎng)格離散：主軸頸過(guò)渡圓角及連桿軸頸過(guò)渡圓角劃分多層網(wǎng)格，建議使用6層網(wǎng)格。在曲軸主軸頸、連桿軸頸、飛輪、減振器和止推軸承對(duì)應(yīng)位置分別建立動(dòng)力學(xué)耦合單元，約束耦合節(jié)點(diǎn)六個(gè)方向的自由度。X軸為曲軸旋轉(zhuǎn)軸，自由端指向飛輪方向設(shè)為正向；Z軸與氣缸中心線平行。對(duì)于機(jī)體組模型，機(jī)體軸瓦內(nèi)表面約束Y、Z方向平移自由度，缸套主次推力面約束Y、Z方向平移自由度，止推軸承約束X方向平移自由度。連桿在大頭、小頭和質(zhì)心位置約束六個(gè)方向自由度。建立基于CMS的多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型?；钊M質(zhì)量與連桿小頭質(zhì)量集中到連桿小頭位置，在連桿小頭加載作用在活塞上的氣體力，飛輪端加載負(fù)載力矩。進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算最終獲得曲軸主節(jié)點(diǎn)振動(dòng)結(jié)果。清楚知道在曲軸上作用的力和力矩，才能為曲軸應(yīng)力計(jì)算提供準(zhǔn)確的載荷邊界和分析曲軸應(yīng)力狀態(tài)。對(duì)于圖3-9中的曲軸動(dòng)力學(xué)計(jì)算的系統(tǒng)模型而言，系統(tǒng)的外部載荷為作用于活塞上的氣體壓力和作用于飛輪端的負(fù)載力矩。將各缸的活塞載荷分別作用于各缸的連桿小頭主自由度節(jié)點(diǎn)上，將發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載力矩作用在飛輪端主自由度節(jié)點(diǎn)上，而連桿軸頸載荷作為連桿和曲軸之間的內(nèi)部載荷由動(dòng)力學(xué)計(jì)算獲得。圖3-9動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型曲軸疲勞計(jì)算需以曲軸動(dòng)應(yīng)力作為疲勞計(jì)算輸入，曲軸疲勞計(jì)算的動(dòng)應(yīng)力應(yīng)覆蓋一個(gè)完整周期，常用方法是將整個(gè)周期分解成不同曲軸轉(zhuǎn)角下的靜態(tài)應(yīng)力計(jì)算，從而組成一個(gè)周期的曲軸動(dòng)應(yīng)力歷程。此外，也可開(kāi)展瞬態(tài)振動(dòng)計(jì)算，但計(jì)算量和對(duì)計(jì)算機(jī)的硬件要求都很高。曲軸多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算可獲得隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲軸主節(jié)點(diǎn)位移結(jié)果，以不同曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)刻下的曲軸各主節(jié)點(diǎn)6個(gè)自由度的位移數(shù)據(jù)作為曲軸動(dòng)應(yīng)力計(jì)算的邊界條件，常將四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)每5°CA作為一個(gè)分析步，一個(gè)循環(huán)720°CA共計(jì)算144個(gè)分析步，通過(guò)有限元計(jì)算獲得曲軸動(dòng)應(yīng)力歷程。并進(jìn)一步以曲軸有限元結(jié)果為輸入開(kāi)展疲勞計(jì)算。疲勞計(jì)算使用通用疲勞軟件計(jì)算，調(diào)用材料數(shù)據(jù)庫(kù)或者用戶自行指定材料屬性，例如某曲軸材料屬性見(jiàn)表3-2。2.曲軸動(dòng)應(yīng)力和疲勞仿真載荷形式極限強(qiáng)度/MPa屈服強(qiáng)度/MPa脈動(dòng)疲勞強(qiáng)度/MPa交變疲勞強(qiáng)度/MPa拉850441.6638.9382.5壓850441.60382.5彎1017558.6780.7412.8剪490.8255.0408.8220.8曲軸疲勞計(jì)算常基于S-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖、Goodman圖或Smith圖等），計(jì)算時(shí)需要考慮應(yīng)力梯度、平均應(yīng)力、平均應(yīng)力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素；疲勞載荷計(jì)算常使用臨界平面法。圖3-10為試驗(yàn)試棒S-N曲線，以及某位置在各種因素影響下的計(jì)算疲勞時(shí)修正后的S-N曲線。N0為疲勞循環(huán)基數(shù)，對(duì)于硬度小于350HBW的鋼材N0=107。圖3-11為零部件Haigh圖和某位置在各種因素影響下的計(jì)算時(shí)使用的修正Haigh圖。圖3-10試棒和計(jì)算用S-N曲線

圖3-11零部件Haigh圖和修正Haigh圖疲勞安全系數(shù)定義如下式（3-13），曲軸疲勞計(jì)算最小安全系數(shù)建議大于1.2。圖3-12疲勞安全系數(shù)計(jì)算

（3-13）圖3-13是某曲軸的疲勞安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果，安全系數(shù)小的區(qū)域更容易發(fā)生疲勞破壞，由圖可見(jiàn)，連桿軸頸過(guò)渡圓角和主軸頸過(guò)渡圓角位置是容易產(chǎn)生疲勞破壞的位置。圖3-13曲軸疲勞安全系數(shù)當(dāng)曲軸破壞形式是裂紋從過(guò)渡圓角位置產(chǎn)生向曲柄臂發(fā)展造成曲柄臂斷裂，則考慮是彎曲疲勞破壞引起的，其具體原因有：1）圓角半徑過(guò)??；2）圓角加工不良；3）曲柄臂太??；4)主軸承不均勻磨損產(chǎn)生過(guò)大的附加彎曲應(yīng)力；5）曲軸箱及支撐剛度太差。相應(yīng)的改進(jìn)措施：1）加大圓角半徑，采用沉割圓角或卸載槽；2）改善圓角加工質(zhì)量；3)選擇適當(dāng)?shù)那诤瘢?）防止軸承過(guò)度磨損；5）提高曲軸箱及支撐剛度。當(dāng)裂紋從油孔或者圓角處產(chǎn)生沿軸線方向約45°造成曲柄銷或主軸頸剪切斷裂，則考慮是扭轉(zhuǎn)疲勞破壞。其具體原因有：1）扭振嚴(yán)重；2）油孔邊緣過(guò)尖或表面加工粗糙；3）圓角半徑過(guò)小或加工不良。相應(yīng)的改進(jìn)措施：1）通過(guò)匹配減振器等減扭振技術(shù)降低扭振；2）油孔邊緣修圓并拋光，改善油孔加工質(zhì)量；3）選擇適當(dāng)?shù)膱A角，改善圓角加工質(zhì)量。此外，現(xiàn)在生產(chǎn)曲軸在工藝上普遍采用圓角滾壓強(qiáng)化、圓角淬火強(qiáng)化、噴丸強(qiáng)化和氮化處理等措施，使曲軸表面產(chǎn)生壓應(yīng)力，很大程度上提高了曲軸疲勞強(qiáng)度。3．提高曲軸疲勞強(qiáng)度的措施第3章緒論

3.1曲軸組仿真與設(shè)計(jì)3.2連桿組仿真與設(shè)計(jì)3.3活塞組仿真與設(shè)計(jì)3.4機(jī)體組仿真與設(shè)計(jì)連桿組包括連桿體、連桿大頭蓋、連桿螺栓、連桿襯套和連桿軸瓦等組成。圖3-14為連桿結(jié)構(gòu)圖。鍛造連桿材料常為中碳鋼或中碳合金鋼。連桿將活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，連桿桿身作平面擺動(dòng)。3.2.1引言1.基本結(jié)構(gòu)和工作條件圖3-14連桿結(jié)構(gòu)圖2.設(shè)計(jì)要求1）連桿應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度；2）較小的質(zhì)量；3）應(yīng)具有足夠的承壓面積和良好的軸承潤(rùn)滑。連桿出現(xiàn)疲勞破壞的位置有連桿小頭油孔、連桿桿身與連桿小頭和大頭的過(guò)渡位置、連桿大頭蓋以及連桿螺栓等位置。這里不介紹連桿螺栓疲勞仿真，而目前進(jìn)行連桿疲勞計(jì)算的方法分別有：1）基于簡(jiǎn)化理論公式分別計(jì)算連桿小頭、桿身和連桿大頭的應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度，與真實(shí)狀態(tài)差距大；2）靜態(tài)有限元方法，?；谘b配工況、最大受拉工況和最大受壓工況進(jìn)行疲勞計(jì)算，也有計(jì)算單一的額定工況疲勞情況，是目前最為常用的方法；3）基于瞬態(tài)最危險(xiǎn)工況點(diǎn)的有限元法：采用多體動(dòng)力學(xué)軟件對(duì)縮減自由度的連桿子結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行分析并計(jì)入潤(rùn)滑的影響，然后使用有限元軟件進(jìn)行動(dòng)應(yīng)力恢復(fù)，將得到全周期連桿動(dòng)應(yīng)力分布結(jié)果作為連桿疲勞分析的輸入，計(jì)算得到連桿疲勞結(jié)果，從中找到最危險(xiǎn)工況點(diǎn)的最大等效應(yīng)力和最小等效應(yīng)力對(duì)應(yīng)的兩個(gè)時(shí)刻，將該兩個(gè)時(shí)刻的靜力學(xué)分析結(jié)果與連桿裝配工況組合進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算，該方法更符合連桿實(shí)際工作狀態(tài)，不足在于計(jì)算量較大且一定程度受危險(xiǎn)工況點(diǎn)位置和應(yīng)力歷程是否準(zhǔn)確影響。3.2.2連桿疲勞計(jì)算這里以基于裝配工況、最大受拉工況和最大受壓工況的靜態(tài)有限元方法進(jìn)行闡述。常用的計(jì)算分析的流程為：1）建立有限元網(wǎng)格模型；2）進(jìn)行裝配工況、最大受拉工況和最大受壓工況的靜態(tài)有限元計(jì)算，獲得“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個(gè)靜態(tài)應(yīng)力結(jié)果；3）連桿疲勞計(jì)算，以上述兩個(gè)靜應(yīng)力結(jié)果作為疲勞計(jì)算輸入進(jìn)行疲勞計(jì)算，獲得連桿疲勞安全系數(shù)等結(jié)果。

網(wǎng)格模型包括連桿桿身、大頭蓋、小頭襯套、大頭軸瓦和連桿螺栓。對(duì)于對(duì)稱結(jié)構(gòu)的連桿可使用對(duì)稱位移邊界條件，使用對(duì)稱面分開(kāi)的半個(gè)模型作為計(jì)算對(duì)象。結(jié)構(gòu)不對(duì)稱的連桿使用完整模型計(jì)算。在兩兩接觸的接觸零件上需建立接觸面，接觸對(duì)包括：小頭與襯套、桿身與大頭蓋、桿身與軸瓦、大頭蓋與軸瓦、桿身與螺栓、大頭蓋與螺栓、兩片軸瓦之間。網(wǎng)格模型見(jiàn)圖3-15。有限元計(jì)算時(shí)常會(huì)在連桿小頭增加活塞銷模型，連桿大頭增加曲柄銷模型，并建立襯套與活塞銷接觸以及軸瓦與曲柄銷的接觸。1.網(wǎng)格劃分圖3-15連桿網(wǎng)格模型連桿有限元計(jì)算?？紤]三種載荷，即裝配載荷（包括小頭襯套過(guò)盈、大頭軸瓦過(guò)盈和連桿螺栓預(yù)緊力）、氣體力引起的壓載荷和慣性力。連桿計(jì)算的約束邊界條件可采用如：1）連桿模型靜態(tài)定位，固定曲柄銷中心一組節(jié)點(diǎn)，通過(guò)曲柄銷與連桿大端的接觸模擬彈性支撐。2）對(duì)稱約束，若連桿形狀和載荷對(duì)稱則通過(guò)約束對(duì)稱面上所有節(jié)點(diǎn)法向自由度位移實(shí)現(xiàn)對(duì)稱邊界。連桿計(jì)算的工況選擇“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個(gè)靜態(tài)應(yīng)力工況，其中：1）裝配工況：施加連桿小頭襯套過(guò)盈量和連桿大頭軸瓦過(guò)盈量，施加螺栓預(yù)緊力。2）最大受拉工況：由連桿慣性力引起，選取發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速工況活塞處于排氣上止點(diǎn)時(shí)刻，慣性力通過(guò)對(duì)有限元網(wǎng)格單元施加慣性力的加速度實(shí)現(xiàn)。3）最大受壓工況：由缸內(nèi)爆發(fā)壓力引起，選取最大扭矩工況的最大爆發(fā)壓力進(jìn)行加載，完整連桿模型將氣體力的一半分別施加于活塞銷的兩個(gè)端面，半連桿模型將氣體力的一半施加于活塞銷的一個(gè)端面。2．計(jì)算載荷和約束的處理a)螺栓預(yù)緊力b)慣性力c)缸內(nèi)氣體壓力圖3-16連桿的受力工況此外，如果當(dāng)連桿組網(wǎng)格模型里沒(méi)有活塞銷和曲柄銷網(wǎng)格時(shí)，最大受拉工況時(shí)將活塞組和連桿小頭的往復(fù)慣性力以余弦載荷的方式分別施加在襯套上圓周120°和軸瓦下圓周120°范圍內(nèi)。最大受壓工況將最大爆發(fā)壓力以余弦載荷的方式分別施加在襯套下圓周120°和軸瓦上圓周120°范圍內(nèi)。需注意可通過(guò)潤(rùn)滑計(jì)算獲得連桿軸瓦和襯套內(nèi)瞬態(tài)的具有空間分布的接觸壓力（包括油膜壓力和粗糙接觸壓力）作為載荷邊界更符合實(shí)際工作狀態(tài)。將“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個(gè)靜態(tài)應(yīng)力結(jié)果作為連桿疲勞計(jì)算的輸入。連桿疲勞計(jì)算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計(jì)算時(shí)需要考慮的因素如：應(yīng)力梯度、平均應(yīng)力、平均應(yīng)力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素。連桿疲勞計(jì)算最小安全系數(shù)建議大于1.2。3．應(yīng)力和疲勞計(jì)算a)VonMises應(yīng)力分布圖3-17連桿應(yīng)力和安全系數(shù)1)保證連桿桿身有足夠的斷面積；2）優(yōu)化連桿小頭、連桿大頭與桿身過(guò)渡處結(jié)構(gòu)；3）優(yōu)化連桿小頭襯套油孔結(jié)構(gòu)，選擇合適的油孔位置；4）四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋增加加強(qiáng)肋；5)選用合適的連桿材料，保證連桿材料指標(biāo)符合使用要求；6）改善連桿鑄造、鍛造和裂解等加工工藝；7)保證連桿螺栓的強(qiáng)度。4.提高連桿疲勞強(qiáng)度的措施第3章內(nèi)燃機(jī)主要零部件仿真和與設(shè)計(jì)

3.1曲軸組仿真與設(shè)計(jì)3.2連桿組仿真與設(shè)計(jì)3.3活塞組仿真與設(shè)計(jì)3.4機(jī)體組仿真與設(shè)計(jì)活塞組由活塞、活塞環(huán)和活塞銷等零件組成。圖3-18為活塞結(jié)構(gòu)圖?；钊牧铣殇X基合金和灰鑄鐵等。其主要功用為：1）與缸蓋和氣缸一起構(gòu)成燃燒室；2）傳遞燃?xì)庾饔昧o連桿；3）密封氣缸，防止燃?xì)庑孤┑角S箱，同時(shí)防止?jié)櫥透Z入燃燒室；4）將活塞頂部受的燃燒熱量向氣缸和活塞底部散熱，對(duì)于高負(fù)荷內(nèi)燃機(jī)常還有活塞內(nèi)冷油道散熱。3.3.1引言1.基本結(jié)構(gòu)和功用圖3-18活塞結(jié)構(gòu)圖活塞工作時(shí)受很高的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷，機(jī)械負(fù)荷由燃?xì)饬?、慣性力和側(cè)壓力等形成；缸內(nèi)高溫燃?xì)鈱?dǎo)致活塞溫度很高，活塞頂部溫度高、底部溫度低且缸內(nèi)傳熱不均勻引起明顯的溫度梯度，導(dǎo)致活塞熱負(fù)荷高?；钊M高速滑動(dòng)且承受較大側(cè)向力，摩擦和磨損較嚴(yán)重，活塞組的摩擦損失可達(dá)內(nèi)燃機(jī)機(jī)械損失的50%以上。2.工作條件3.設(shè)計(jì)要求1）足夠的強(qiáng)度和剛度；2）良好的散熱，工作溫度合適；3）密封良好，耐磨性好，摩擦損失小，潤(rùn)滑油耗??；4）質(zhì)量??；5）低振動(dòng)和噪聲。發(fā)動(dòng)機(jī)在穩(wěn)定工況運(yùn)行時(shí)，雖然每個(gè)循環(huán)缸內(nèi)溫度的變化很大，但固體的溫度只在表面很薄的厚度范圍內(nèi)波動(dòng)，結(jié)構(gòu)內(nèi)部溫度基本穩(wěn)定，故可視為穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算，傳熱方程可簡(jiǎn)化為無(wú)內(nèi)熱源的穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱方程：3.3.2活塞溫度場(chǎng)

目前進(jìn)行活塞溫度場(chǎng)仿真常使用有限元法進(jìn)行穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算，不同計(jì)算方法之間的差別主要在于傳熱邊界的處理方式。計(jì)算步驟為：1）建立有限元網(wǎng)格模型；2）施加傳熱邊界；3）計(jì)算溫度場(chǎng)和結(jié)果評(píng)價(jià)。（3-14）網(wǎng)格模型包括活塞和活塞鑲?cè)Φ取６嗍褂猛暾钊Ｐ陀?jì)算，也可根據(jù)實(shí)際情況簡(jiǎn)化1/2或1/4活塞模型作為計(jì)算對(duì)象?；钊突钊?cè)佑|位置建立接觸面。根據(jù)有限元軟件對(duì)傳熱邊界施加方式的網(wǎng)格要求，會(huì)增加用于施加傳熱邊界的殼單元或面網(wǎng)格。活塞溫度場(chǎng)計(jì)算網(wǎng)格模型見(jiàn)圖3-19。1.網(wǎng)格劃分圖3-19活塞溫度場(chǎng)計(jì)算網(wǎng)格模型（1）活塞頂部傳熱邊界活塞頂部受到瞬態(tài)燃?xì)饧訜?，需要施加高溫燃?xì)鈱?duì)活塞頂?shù)膫鳠徇吔纭Ｔ搨鳠徇吔绯Ｍㄟ^(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)一維工作過(guò)程計(jì)算或者缸內(nèi)三維CFD計(jì)算獲得。工作過(guò)程計(jì)算中常使用的缸內(nèi)傳熱模型有Eichelberg公式、Woschni公式、Hohenberg公式和Bargende公式等。例如，Woschni關(guān)系式描述缸內(nèi)的瞬時(shí)傳熱特性具體形式為：2.傳熱邊界條件式中：hWos為零維缸內(nèi)傳熱系數(shù)；d為缸套直徑；cm為活塞的平均運(yùn)動(dòng)速度；pmotered為倒拖工況的缸內(nèi)壓力；p1、V1、T1為進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻缸內(nèi)氣體的壓力、體積和溫度；Vs為氣缸工作容積。C1和C2的取值為：在換氣過(guò)程，C1=6.18，C2=0；在壓縮過(guò)程,C1=2.28，C2=0；在燃燒和膨脹過(guò)程，C1=2.28，C2=3.24×10-3。更為準(zhǔn)確的方法為完成整個(gè)工作循環(huán)720?CA內(nèi)的缸內(nèi)三維CFD計(jì)算，包括進(jìn)排氣、噴霧和燃燒計(jì)算等；計(jì)算得到基于發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)周期的平均對(duì)流傳熱系數(shù)和有效平均氣體溫度，作為結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)計(jì)算的燃?xì)鈧?cè)邊界條件。為保證瞬態(tài)邊界等效成穩(wěn)態(tài)邊界時(shí)，傳遞給固體結(jié)構(gòu)的總傳熱量一致，第三類邊界條件應(yīng)該是燃?xì)鈧?cè)和活塞潤(rùn)滑油側(cè)的平均換熱系數(shù)和有效平均溫度。平均傳熱系數(shù)為：有效平均溫度為：

四沖程二沖程（3-16）

四沖程二沖程（3-17）對(duì)于傳熱空間不均勻性的考慮，缸內(nèi)三維CFD計(jì)算已然考慮了空間局部傳熱情況，經(jīng)過(guò)公式（3-16）和（3-17）計(jì)算后得到的第三類傳熱邊界例如圖3-20。a)平均傳熱系數(shù)

b)有效平均溫度圖3-20活塞頂部第三類傳熱邊界使用Eichelberg公式、Woschni公式、Hohenberg公式和Bargende公式等計(jì)算時(shí)通常考慮傳熱系數(shù)空間分布而不考慮燃?xì)鉁囟鹊目臻g分布，傳熱系數(shù)hr可按Seal-Taylor公式計(jì)算：式中，r為距活塞中心線的徑向距離；N為從活塞中心線到活塞頂面最大放熱系數(shù)處的距離，不同的機(jī)型位置不同，一般在凹坑的邊緣，具體位置可以參考相似機(jī)型。（3-18）如果活塞底部?jī)?nèi)腔沒(méi)有噴油冷卻，活塞底部與油霧的傳熱系數(shù)自下而上可取為50～200W/(m2·K），若活塞底部由連桿小頭進(jìn)行噴油冷卻，傳熱系數(shù)可取為200~800W/(m2·K）；流體溫度取為曲軸箱內(nèi)潤(rùn)滑油的溫度。振蕩內(nèi)冷油腔的傳熱系數(shù)可使用Bush管道流動(dòng)經(jīng)驗(yàn)公式：（2）活塞內(nèi)冷油腔和底部?jī)?nèi)腔的傳熱邊界

（3-19）對(duì)于進(jìn)行活塞噴油冷卻計(jì)算的活塞，進(jìn)行三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計(jì)算后，將瞬態(tài)傳熱邊界按公式（3-16）和（3-17）處理為穩(wěn)態(tài)傳熱邊界后提供給活塞內(nèi)冷油腔和活塞底部更符合實(shí)際情況，見(jiàn)圖3-21。

a)平均傳熱系數(shù)

b)有效平均溫度

圖3-21活塞內(nèi)冷油腔和底部傳熱邊界（3）活塞環(huán)岸、活塞環(huán)槽和活塞裙部熱量從活塞開(kāi)始，通過(guò)活塞環(huán)、潤(rùn)滑油、混合氣傳遞至缸套由冷卻水帶走。在傳熱理論中可以將潤(rùn)滑油、混合氣、活塞環(huán)和缸套視為傳熱熱阻，串聯(lián)熱阻模型如圖3-22所示。圖3-22熱阻模型示意圖針對(duì)多層平板熱阻模型，傳熱系數(shù)可通過(guò)熱阻計(jì)算獲得，傳熱系數(shù)與熱阻值呈現(xiàn)倒數(shù)關(guān)系，多層平板傳熱的熱阻類似串聯(lián)電阻值之間的關(guān)系，多層平板傳熱熱阻值由下面公式進(jìn)行計(jì)算：

上式從冷卻水腔為起點(diǎn)計(jì)算活塞側(cè)面?zhèn)鳠徇吔纭?/p>

活塞最高溫度超過(guò)370~400℃時(shí)，材料強(qiáng)度急劇下降，產(chǎn)生疲勞破壞?；钊h(huán)和缸套之間需通過(guò)潤(rùn)滑油避免磨損和降低摩擦，第一道活塞環(huán)環(huán)槽溫度過(guò)高時(shí)易引起潤(rùn)滑油變質(zhì)結(jié)焦甚至碳化，引起破壞。鑄造鋁合金活塞關(guān)鍵部位溫度極限參考值如下：活塞頂部表面≤370℃，燃燒室≤360℃，第一環(huán)槽≤260℃，冷卻油腔≤220℃，活塞內(nèi)腔頂部≤250℃、活塞銷座≤180℃；鍛鋼活塞關(guān)鍵部位溫度極限參考值如下：燃燒室喉口≤500℃，冷卻油腔頂部≤300℃，第一環(huán)槽≤220℃。3.活塞溫度場(chǎng)分析和評(píng)價(jià)圖3-23活塞溫度場(chǎng)減輕活塞熱負(fù)荷的設(shè)計(jì)措施包括：盡量減小頂部受熱面積；強(qiáng)化頂面，采用不同的材料或?qū)⒈砻孢M(jìn)行處理；保證熱流暢通；采用適當(dāng)?shù)幕鹆Π陡叨龋粚?duì)于熱負(fù)荷較高的活塞，可在活塞頭部?jī)?nèi)側(cè)噴油冷卻或者活塞頭部設(shè)內(nèi)部油腔進(jìn)行振蕩冷卻。對(duì)于重型車用柴油機(jī)活塞噴油冷卻選擇可以依據(jù)：（1）按照活塞頂面投影面積選型當(dāng)活塞頂面單位面積功率：1）≤2.4W/mm2活塞不采用強(qiáng)制冷卻；2）2.4~3.2W/mm2活塞采用內(nèi)腔強(qiáng)制噴油冷卻；3）≥3.2W/mm2活塞采用冷卻油腔振蕩冷卻。（2）按照升功率選型1）26~35kW/L鑄造鋁活塞采用冷卻油腔；2）≥35kW/L采用整體鍛鋼活塞，活塞頭部帶有冷卻油腔；3）但是當(dāng)4.活塞溫度優(yōu)化設(shè)計(jì)具體到為使第一環(huán)槽溫度不致于過(guò)高而造成破壞，可采取以下措施降低該位置溫度：1）適當(dāng)選擇頂岸高度；2）活塞在上止點(diǎn)時(shí)第一環(huán)的位置處于冷卻水套范圍內(nèi)；3）將第一道環(huán)安排在活塞頂厚度以下；4）在第一環(huán)槽之上開(kāi)一個(gè)隔熱槽；5）減小頂岸和缸套之間的間隙；6）在鋁活塞環(huán)槽處加鑲塊；7）活塞頂部采用等離子噴鍍陶瓷；8）活塞頂部進(jìn)行硬膜陽(yáng)極氧化處理。活塞在工作過(guò)程中同時(shí)受到較高的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷。活塞溫度高且溫度分布不均勻，熱負(fù)荷的影響大不能忽略，尤其是活塞頭部的疲勞破壞與熱負(fù)荷的關(guān)系密不可分?；钊惺軞怏w壓力、往復(fù)慣性力、側(cè)向力和摩擦力等機(jī)械載荷，活塞會(huì)產(chǎn)生很大的機(jī)械應(yīng)力。目前活塞應(yīng)力計(jì)算通常是基于有限元的靜應(yīng)力計(jì)算，計(jì)算時(shí)考慮熱-機(jī)耦合作用?；钊^部產(chǎn)生的疲勞裂紋多數(shù)發(fā)生在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內(nèi)壁與銷座根部聯(lián)接處。銷座內(nèi)孔上側(cè)邊緣易產(chǎn)生嚴(yán)重的應(yīng)力集中，致使銷座開(kāi)裂。做功沖程缸內(nèi)氣體壓力大，活塞頂面受缸內(nèi)氣體壓力，而活塞銷座則承受活塞銷的反作用力，導(dǎo)致活塞產(chǎn)生變形如圖3-24a)所示；同時(shí)，活塞銷兩側(cè)與銷座接觸位置受到由活塞傳遞下來(lái)的氣體力，中間與連桿小頭接觸位置受到連桿小頭的支撐作用，導(dǎo)致活塞銷產(chǎn)生變形如圖3-24b)所示。由于活塞銷和銷座之間的這兩種變形不協(xié)調(diào)，導(dǎo)致在銷孔內(nèi)側(cè)產(chǎn)生很大的棱緣負(fù)荷，容易造成活塞銷座開(kāi)裂。1.活塞危險(xiǎn)位置3.3.3活塞應(yīng)力和疲勞計(jì)算a)活塞變形

b)活塞銷變形c)棱緣負(fù)荷圖3-24活塞銷座棱緣負(fù)荷的形成活塞應(yīng)力網(wǎng)格模型包括活塞和活塞鑲?cè)Φ?，多使用完整活塞模型?jì)算，也可根據(jù)實(shí)際情況簡(jiǎn)化1/2或1/4活塞模型作為計(jì)算對(duì)象。在進(jìn)行活塞應(yīng)力計(jì)算時(shí)，可以單獨(dú)使用活塞作為網(wǎng)格模型，這時(shí)應(yīng)力計(jì)算網(wǎng)格常和溫度場(chǎng)計(jì)算使用相同網(wǎng)格，需要注意將網(wǎng)格單元類型從溫度場(chǎng)計(jì)算類型轉(zhuǎn)換為應(yīng)力計(jì)算類型；此外，活塞應(yīng)力計(jì)算網(wǎng)格模型中也常增加活塞銷和連桿小頭，通過(guò)建立銷座和活塞銷接觸、活塞銷和連桿小頭接觸以接近實(shí)際情況，更準(zhǔn)確反映棱緣負(fù)荷的情況，見(jiàn)圖3-25。后文中邊界條件以考慮活塞銷和連桿小頭模型的計(jì)算方案進(jìn)行說(shuō)明。2.網(wǎng)格模型圖3-25活塞應(yīng)力計(jì)算網(wǎng)格模型（1）研究工況3.研究工況和邊界條件圖3-26柴油機(jī)考核工況

圖3-27活塞載荷邊界活塞高周疲勞計(jì)算常在某特定工況下計(jì)算如額定工況、最大扭矩工況和超負(fù)荷工況等；或者基于特定的工況組合進(jìn)行，例如GJB5464.1中附錄E1（柴油機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)：可靠性、耐久性試驗(yàn)）進(jìn)行臺(tái)架耐久性考核規(guī)定的柴油機(jī)考核工況。用活塞溫度場(chǎng)作為邊界條件來(lái)計(jì)算活塞在熱負(fù)荷下的熱應(yīng)力和熱變形情況?；钊斆媸艿礁變?nèi)燃?xì)鈮毫ψ饔?，將最大爆發(fā)壓力施加在活塞頂面?；钊^部側(cè)面與缸套間隙中存在燃?xì)庑孤?，活塞頂岸和第一環(huán)槽處氣體壓力可認(rèn)為等于最大爆發(fā)壓力，下方的漏氣通道里壓力可設(shè)為活塞側(cè)面漏氣過(guò)程的氣體實(shí)測(cè)壓力，常用方法是按照如圖3-27的經(jīng)驗(yàn)值進(jìn)行設(shè)置，由于不同機(jī)型不同工況漏氣情況各不相同，更合理的方案是通過(guò)活塞環(huán)組動(dòng)力學(xué)計(jì)算漏氣壓力獲得（見(jiàn)本書(shū)第五章）。由于最大燃?xì)鈮毫r(shí)刻活塞往復(fù)慣性力和燃?xì)庾饔昧Ψ较蛳喾?，常忽略活塞組往復(fù)慣性力。（2）載荷邊界（3）位移約束邊界在對(duì)活塞溫度場(chǎng)進(jìn)行分析時(shí)，可以不用施加位移約束；但在進(jìn)行熱機(jī)耦合應(yīng)力計(jì)算時(shí)，要給活塞足夠的自由度約束，消除剛體位移，必須提供位移約束邊界。采用1/4有限元模型進(jìn)行分析時(shí)在所有零件的對(duì)稱剖面上施加對(duì)稱邊界，并在連桿小頭橫斷面施加固定位移約束。對(duì)于某特定發(fā)動(dòng)機(jī)工況如額定工況、最大扭矩工況和超負(fù)荷工況等單一發(fā)動(dòng)機(jī)工況的活塞高周疲勞計(jì)算，常選定熱應(yīng)力工況作為低載荷，爆發(fā)壓力和熱應(yīng)力共同作用工況作為高載荷，通過(guò)高低工況對(duì)活塞進(jìn)行熱-機(jī)械耦合疲勞安全系數(shù)計(jì)算?；钊谟?jì)算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計(jì)算時(shí)需要考慮的因素如：應(yīng)力梯度、平均應(yīng)力、平均應(yīng)力修正、疲勞極限線圖修正、表面粗糙度、加工工藝和存活率等因素。圖3-28中活塞最小安全系數(shù)位置出現(xiàn)在活塞銷座與活塞內(nèi)腔的交界處，該位置熱應(yīng)力與熱機(jī)耦合應(yīng)力的應(yīng)力大小相差較大。4.活塞應(yīng)力和疲勞強(qiáng)度a)熱應(yīng)力b)熱機(jī)耦合應(yīng)力c)疲勞安全系數(shù)

圖3-28活塞應(yīng)力和疲勞安全系數(shù)由于發(fā)動(dòng)機(jī)在起動(dòng)-停車工況帶來(lái)的活塞負(fù)荷大范圍變化稱為低周工況，在此工況下雖然活塞負(fù)荷變化頻率低，但活塞溫度變化范圍大，在活塞升溫及降溫過(guò)程中，由于溫度梯度的變化會(huì)引起的活塞一些部位存在較大的應(yīng)力變化，從而引起活塞關(guān)鍵部位失效。低周熱疲勞壽命預(yù)測(cè)理論可基于Sehitoglu理論，認(rèn)為熱機(jī)載荷作用下構(gòu)件的總損傷等于疲勞損傷、氧化損傷及蠕變損傷之和[18]。這里不展開(kāi)講述，作為課后思考題進(jìn)行文獻(xiàn)綜述研究。（1）提高活塞頭部強(qiáng)度的措施活塞頭部產(chǎn)生的疲勞裂紋多數(shù)發(fā)生在氣門凹坑、燃燒室喉口邊緣、活塞頂內(nèi)壁與銷座根部聯(lián)接處。從結(jié)構(gòu)上解決頭部裂紋的措施如下：1）合理設(shè)計(jì)活塞頭部形狀，降低活塞頂面的機(jī)械應(yīng)力，使頂面應(yīng)力狀態(tài)在疲勞極限的范圍以內(nèi)。2）避免加工尖角，采用較大的過(guò)渡圓角，以消除應(yīng)力集中。3）降低活塞熱負(fù)荷，提高鋁合金的疲勞極限，使頂面的應(yīng)力狀態(tài)處在安全范圍之內(nèi)。4）在燃燒室喉口鑄入耐熱護(hù)圈，如鎳合金護(hù)圈等，這種結(jié)構(gòu)使活塞重量和成本增加，冷卻腔很難布置，長(zhǎng)期運(yùn)行后護(hù)圈與活塞頂之間會(huì)產(chǎn)生縫隙。5.提高活塞強(qiáng)度的措施（2）提高活塞銷座強(qiáng)度的措施銷座內(nèi)孔上側(cè)邊緣易產(chǎn)生嚴(yán)重的應(yīng)力集中，活塞銷座和活塞銷變形不協(xié)調(diào)引起的棱緣負(fù)荷易致使銷座開(kāi)裂。為了減輕銷孔內(nèi)側(cè)的壓力集中（見(jiàn)圖3-29a））．在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使活塞銷有較大的剛度，由此減小它的彎曲變形。對(duì)于活塞銷座，應(yīng)從總體上增加其剛度，減小其變形。但從局部來(lái)說(shuō)，應(yīng)使它有一定的彈性以適應(yīng)局部變形。具體可采取以下措施；a)銷孔內(nèi)側(cè)的壓力集中b)倒角和彈性凹槽圖3-29活塞銷座降低棱緣負(fù)荷的措施1）在活塞銷座與頂部連接處設(shè)置加強(qiáng)肋，可增加活塞銷座的剛度。采用單肋時(shí)，由于加強(qiáng)肋在中央，使活塞銷座彈性較差，因此易在銷孔內(nèi)側(cè)上部產(chǎn)生較高的局部應(yīng)力；采用雙肋時(shí)，由于兩個(gè)肋條斜置，其中間有一凹穴，這使活塞銷座有一定的彈性，能較好地適應(yīng)活塞銷的彈性變形。2）將銷孔內(nèi)緣加工成圓角或倒棱，或在活塞銷座內(nèi)孔上部加工出一個(gè)彈性凹槽（見(jiàn)圖3-27b））。3）將銷孔中心相對(duì)活塞銷座外圓向下偏心3~4mm，使活塞銷座上面的厚度比下面大些，以加強(qiáng)活塞銷座承壓強(qiáng)度。為了達(dá)到同樣的目的，有時(shí)將活塞銷座設(shè)計(jì)成上長(zhǎng)下短的形式，相應(yīng)地將連桿小頭做成上窄下寬的形式，或?qū)N座做成階梯形。這樣對(duì)于氣體壓力很大的柴油機(jī)，可使其活塞銷座及連桿小頭的單位壓力在上、下兩面趨于接近。4）將活塞銷座間距縮小，以減小活塞銷的彎曲。5）試驗(yàn)證明，在鑄鋁活塞的銷孔中壓入鍛鋁合金的襯套可提高抗裂紋能力50％~60％?！纠?-3】試思考圖3-21三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計(jì)算后活塞內(nèi)冷油腔和活塞底部的傳熱邊界與公式（3-19）或經(jīng)驗(yàn)值的差別。【解】公式（3-19）或經(jīng)驗(yàn)值在整個(gè)活塞內(nèi)冷油腔壁面的傳熱邊界是常數(shù)，在活塞底部?jī)?nèi)腔壁面提供的傳熱邊界也是常數(shù)。圖3-21中噴油入口通道附近明顯潤(rùn)滑油溫度低，對(duì)流傳熱系數(shù)高，局部散熱顯著；在內(nèi)冷油腔內(nèi)靠近噴油入口側(cè)的區(qū)域而言也呈現(xiàn)出潤(rùn)滑油溫度低，對(duì)流傳熱系數(shù)高，局部散熱顯著的特點(diǎn)。而在經(jīng)過(guò)內(nèi)冷油腔后在出口附近潤(rùn)滑油溫度升高。

這些明確的局部物理現(xiàn)象，從公式（3-19）或經(jīng)驗(yàn)值中難以體現(xiàn)?；钊麅?nèi)冷油腔振蕩冷卻是實(shí)現(xiàn)內(nèi)燃機(jī)高強(qiáng)化的重要技術(shù)之一。強(qiáng)制噴油振蕩冷卻的仿真和設(shè)計(jì)詳見(jiàn)第五章。隨著新材料和噴油振蕩冷卻等技術(shù)的發(fā)展國(guó)內(nèi)各大活塞廠開(kāi)發(fā)出了滿足最新排放標(biāo)準(zhǔn)和提高熱效率的活塞型式。2020年9月16日，濰柴在山東濟(jì)南發(fā)布全球首款突破50%熱效率的商業(yè)化柴油機(jī)，該款柴油機(jī)搭載渤海活塞研制的WP13HC鋼活塞。渤?；钊趪?guó)際市場(chǎng)已是不容小覷的中國(guó)力量，與馬勒、KS、輝門等國(guó)際巨頭并列世界活塞行業(yè)四強(qiáng)。第3章內(nèi)燃機(jī)主要零部件仿真和與設(shè)計(jì)

3.1曲軸組仿真與設(shè)計(jì)3.2連桿組仿真與設(shè)計(jì)3.3活塞組仿真與設(shè)計(jì)3.4機(jī)體組仿真與設(shè)計(jì)3.4.1引言1.基本結(jié)構(gòu)機(jī)體組主要由機(jī)體、氣缸蓋、氣缸蓋罩、氣缸襯墊、主軸承蓋以及油底殼等組成。鑲氣缸套的發(fā)動(dòng)機(jī)，機(jī)體組還包括干式或濕式氣缸套。機(jī)體常為氣缸體與曲軸箱的連鑄體，絕大多數(shù)水冷發(fā)動(dòng)機(jī)的氣缸體與曲軸箱連鑄在一起，而且多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的各個(gè)氣缸也合鑄成一個(gè)整體。風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)幾乎無(wú)一例外地將氣缸體與曲軸箱分別鑄制。進(jìn)行機(jī)體組有限元計(jì)算時(shí)，還常將氣門、氣門導(dǎo)管和座圈等考慮在內(nèi)。圖3-30為機(jī)體組結(jié)構(gòu)圖。氣缸蓋材料常用灰鑄鐵、合金鑄鐵和鋁合金，載荷更高的還使用蠕墨鑄鐵和球墨鑄鐵；機(jī)體材料常用為灰鑄鐵、合金鑄鐵、蠕墨鑄鐵和鋁合金。氣缸套材料常用高磷鑄鐵、含硼鑄鐵和球磨鑄鐵。圖3-30機(jī)體組結(jié)構(gòu)圖2.機(jī)體的工作條件和設(shè)計(jì)要求在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，機(jī)體承受周期性的氣壓力、慣性力和翻倒力矩作用，機(jī)械負(fù)荷大。氣壓力使機(jī)體受到上下拉伸作用，往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力對(duì)機(jī)體下部和主軸承蓋影響很大，翻到力矩使機(jī)體承受繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向的扭轉(zhuǎn)作用。機(jī)體設(shè)計(jì)要求：1）合理選擇機(jī)體結(jié)構(gòu)型式，保證有足夠的剛度與強(qiáng)度。2）依據(jù)受力情況，合理設(shè)計(jì)受力部位的結(jié)構(gòu)和形狀，使作用力集中在某些限定區(qū)域內(nèi)。機(jī)體壁的圓角和厚度應(yīng)無(wú)急劇變化，以免應(yīng)力集中。3）要求尺寸小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。4）注意噪聲的降低和考慮標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化問(wèn)題。3.氣缸套的工作條件和設(shè)計(jì)要求氣缸套與氣缸蓋、活塞形成燃燒室空間，并對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)起導(dǎo)向作用。內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)，在最高爆發(fā)壓力和缸壁內(nèi)外溫差作用下，氣缸套受到相當(dāng)大的機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力。此外，活塞對(duì)氣缸套的側(cè)壓力和滑動(dòng)摩擦，使氣缸套產(chǎn)生彎曲應(yīng)力和磨損；冷卻水對(duì)氣缸套外壁的化學(xué)、電化學(xué)和空穴作用，使其產(chǎn)生腐蝕或穴蝕。氣缸套設(shè)計(jì)要求有：1）要有足夠的強(qiáng)度，以承受高溫高壓下的機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力。應(yīng)有足夠剛度，以保證在任何情況下氣缸套的變形較小。2）要有良好的抗磨性能。其內(nèi)表面有珩磨紋路和存油孔隙，以保證可靠的潤(rùn)滑。3）合理控制缸套溫度。4）加強(qiáng)氣缸套外表面的抗穴蝕性能。4.氣缸蓋的工作條件和設(shè)計(jì)要求氣缸蓋與活塞頂面和氣缸內(nèi)表面構(gòu)成燃燒室空間。氣缸蓋火力面承受缸內(nèi)高溫、高壓燃?xì)庾饔?；為保證良好密封，缸蓋螺栓總預(yù)緊力比氣缸爆發(fā)壓力還要大的多。同時(shí)氣缸蓋內(nèi)還有進(jìn)、排氣道和冷卻水腔等結(jié)構(gòu)和配氣機(jī)構(gòu)、噴油器等零部件，導(dǎo)致缸蓋結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。氣缸蓋設(shè)計(jì)要求有：1）足夠的剛度與強(qiáng)度，保證良好密封。2）合理選擇“鼻梁區(qū)”結(jié)構(gòu)和厚度等尺寸、冷卻水流方式和冷卻水孔道的布置以及進(jìn)出水孔尺寸。若出水孔位置布置適當(dāng)，可減少內(nèi)部蒸汽阻力和過(guò)熱現(xiàn)象。對(duì)高速高強(qiáng)化及中速大功率柴油機(jī)氣缸蓋的冷卻方案，還應(yīng)考慮防止熱裂與變形問(wèn)題。3）合理的氣道、燃燒室型式與布置，要力求空氣流動(dòng)損失最小，形成適當(dāng)?shù)倪M(jìn)氣流動(dòng)形式，并具有較好的燃燒性能。4）氣缸形狀在拐彎處圓角過(guò)渡要平滑。各處相連壁厚不宜相差過(guò)大。3.4.2缸蓋-缸套-機(jī)體溫度場(chǎng)計(jì)算缸蓋、缸套和機(jī)體溫度場(chǎng)計(jì)算是燃燒、冷卻、潤(rùn)滑、密封和熱強(qiáng)度等設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。缸蓋火力面受到缸內(nèi)高溫燃?xì)獾乃矐B(tài)作用，熱負(fù)荷較高，易導(dǎo)致冷卻水腔中冷卻液溫度達(dá)到沸點(diǎn)，同時(shí)存在對(duì)流傳熱和沸騰傳熱兩種傳熱方式，隨著內(nèi)燃機(jī)功率密度愈來(lái)愈大，沸騰現(xiàn)象也更加顯著。因此，缸內(nèi)燃?xì)鈧?cè)傳熱和冷卻水腔內(nèi)傳熱對(duì)缸蓋熱負(fù)荷起到重要作用。氣缸體溫度場(chǎng)受缸內(nèi)高溫燃?xì)庾饔茫哂休^高的熱負(fù)荷，水冷內(nèi)燃機(jī)主要通過(guò)冷卻水腔對(duì)缸套進(jìn)行冷卻，缸套溫度在基本符合從頂部到底部溫度逐漸降低的同時(shí)空間分布也存在一定的差異。1.網(wǎng)格模型缸蓋-缸套-機(jī)體溫度場(chǎng)有限元計(jì)算是基于三維網(wǎng)格模型進(jìn)行的，根據(jù)計(jì)算要求分別對(duì)缸套、缸蓋、缸蓋螺栓、缸墊、氣門、機(jī)體等進(jìn)行三維有限元建模，在接觸位置建立接觸面，共同組成計(jì)算網(wǎng)格模型。建模時(shí)模型的主要尺寸和重要的圓角和倒角部分均不做簡(jiǎn)化，對(duì)缸蓋鼻梁區(qū)、氣道、水套壁面等區(qū)域進(jìn)行局部加密，以保證結(jié)果的準(zhǔn)確性。對(duì)于多缸內(nèi)燃機(jī)常選擇其中一個(gè)氣缸，V型機(jī)選擇一對(duì)氣缸進(jìn)行計(jì)算。對(duì)于六缸及以上直列多缸機(jī)也可選擇其中部分氣缸進(jìn)行溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)計(jì)算，例如選擇自由端氣缸、飛輪端氣缸和中間一個(gè)氣缸組合成三個(gè)氣缸的網(wǎng)格模型。機(jī)體組網(wǎng)格模型見(jiàn)圖3-31。圖3-31機(jī)體組網(wǎng)格模型2.傳熱邊界條件在開(kāi)展缸蓋-缸套-機(jī)體傳熱計(jì)算時(shí)，對(duì)于燃燒室內(nèi)傳熱邊界最接近實(shí)際的方法是進(jìn)行三維缸內(nèi)CFD計(jì)算獲得空間分布的燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界，但由于其動(dòng)網(wǎng)格復(fù)雜、計(jì)算難度較大（見(jiàn)圖3-32），常采用AVLBOOST或者GTPOWER開(kāi)展發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程計(jì)算并結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式給出缸蓋火力面和缸套燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界。圖3-32缸內(nèi)三維缸內(nèi)CFD計(jì)算動(dòng)網(wǎng)格水腔側(cè)通?？紤]強(qiáng)制對(duì)流傳熱的影響進(jìn)行耦合傳熱計(jì)算。對(duì)于考慮活塞組耦合影響時(shí)，也將活塞網(wǎng)格模型聯(lián)立計(jì)算，常將潤(rùn)滑油膜假設(shè)為一維熱阻模型。此外，機(jī)體組暴露在空氣中的空氣溫度和傳熱系數(shù)可根據(jù)實(shí)際工作環(huán)境確定，如空氣溫度取30℃，對(duì)流傳熱系數(shù)取60W/(m2·K)。當(dāng)接觸不夠緊密時(shí)，不同接觸的零件間的接觸換熱通過(guò)定義接觸傳熱系數(shù)進(jìn)行考慮。其中最為重要和復(fù)雜的傳熱邊界有：（1）缸蓋火力面?zhèn)鳠徇吔缡褂肁VLBOOST或者GTPOWER等軟件開(kāi)展發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程計(jì)算，獲得缸內(nèi)平均燃?xì)鉁囟群陀行骄鶎?duì)流傳熱系數(shù)，施加在缸蓋火力面?？蛇M(jìn)一步考慮火力面處對(duì)流傳熱系數(shù)的徑向分布情況，奧地利AVL公司認(rèn)為缸蓋火力面處的換熱系數(shù)主要受缸內(nèi)氣流的影響，并綜合考慮其他因素的影響，將其中輻射換熱的因素也等效成對(duì)流換熱，得出了火力面換熱系數(shù)隨缸徑變化之間的無(wú)量綱關(guān)系，見(jiàn)圖3-33。圖3-33換熱系數(shù)與缸徑的無(wú)量綱關(guān)系（2）進(jìn)、排氣道傳熱邊界進(jìn)排氣道內(nèi)的換熱主要是以氣流和壁面之間的對(duì)流換熱為主，一般情況下，排氣廢氣的溫度高于排氣道壁面的溫度，而進(jìn)氣道內(nèi)新鮮空氣的溫度小于進(jìn)氣道壁面的溫度，因此在排氣道內(nèi)，高溫氣體向壁面放熱，而在進(jìn)氣道內(nèi)，壁面向進(jìn)氣放熱。根據(jù)AVLBOOST或者GTPOWER等軟件的熱力循環(huán)模擬計(jì)算得到的氣體平均溫度和平均質(zhì)量流量以及進(jìn)、排氣道本身的結(jié)構(gòu)形狀利用公式(3-21)和公式(3-22)分別計(jì)算得到進(jìn)氣道與排氣道內(nèi)的換熱系數(shù)。

(3-21)(3-22)排氣門參數(shù)進(jìn)氣門參數(shù)C11.2809C41.5132C27.0451×10-4C57.1625×10-4C34.8035×10-7C65.3719×10-7表3-3進(jìn)排氣道對(duì)流換熱系數(shù)計(jì)算用經(jīng)驗(yàn)常數(shù)

（4）冷卻水腔傳熱邊界因?yàn)槭褂肍luent、StarCCM+、AVLFIRE等流體軟件計(jì)算三維冷卻水腔流動(dòng)傳熱計(jì)算已經(jīng)很成熟，當(dāng)前冷卻水腔傳熱邊界很少使用經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，而且是使用流體軟件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水腔進(jìn)行CFD計(jì)算，取冷卻水腔壁面的流體溫度和對(duì)流傳熱系數(shù)。將其投影到有限元網(wǎng)格上作為結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)計(jì)算中冷卻水腔壁面的第三類熱邊界條件。投影過(guò)程中要求流場(chǎng)計(jì)算表面網(wǎng)格與有限元體網(wǎng)格對(duì)應(yīng)的面網(wǎng)格空間位置重合。當(dāng)進(jìn)行雙向耦合計(jì)算時(shí)，需要將有限元計(jì)算得到溫度場(chǎng)再提供給冷卻水腔壁面用于給定空間分布的水腔壁面溫度，重新計(jì)算水腔流動(dòng)傳熱。反復(fù)計(jì)算水腔流動(dòng)和機(jī)體組溫度場(chǎng)直至收斂。三維冷卻水腔流動(dòng)傳熱計(jì)算詳見(jiàn)第五章。3.流固傳熱耦合數(shù)據(jù)映射根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀態(tài)，機(jī)體組溫度場(chǎng)計(jì)算的邊界條件可以分為穩(wěn)態(tài)傳熱邊界和瞬態(tài)傳熱邊界，處理的具體方式分別如下：（1）穩(wěn)態(tài)邊界的映射：通過(guò)空間插值算法進(jìn)行數(shù)據(jù)映射即可。（2）瞬態(tài)邊界的映射：首先需要將瞬態(tài)傳熱邊界在保證總傳熱量相同的情況下轉(zhuǎn)成穩(wěn)態(tài)傳熱邊界（對(duì)于第三類傳熱邊界可使用公式（3-16）和（3-17）），然后通過(guò)空間插值算法完成數(shù)值映射。CFD耦合面網(wǎng)格和FEA耦合面網(wǎng)格根據(jù)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)間的空間位置對(duì)應(yīng)關(guān)系可分為一致網(wǎng)格和非匹配網(wǎng)格。CFD計(jì)算的網(wǎng)格密度往往大于FEA的網(wǎng)格密度,所以，流固耦合計(jì)算時(shí)多為非匹配網(wǎng)格。圖3-34是流固耦合傳熱界面上的節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)關(guān)系。a)一致網(wǎng)格b）非匹配網(wǎng)格圖3-34流固耦合傳熱界面上的節(jié)點(diǎn)對(duì)應(yīng)關(guān)系在進(jìn)行流固耦合計(jì)算時(shí)，兩者耦合面之間數(shù)據(jù)的傳遞是通過(guò)插值算法實(shí)現(xiàn)的，專門的商業(yè)耦合軟件如MPCCI，此外CFD軟件中也常有用于流固耦合數(shù)據(jù)映射的模塊例如Fluent的FSImapping?？臻g插值算法常用的如空間最近鄰插值、空間分段線性插值、空間三次樣條插值、反距離加權(quán)插值算法、徑向基函數(shù)插值算法等。其中類似于第一章中interp1d插值函數(shù)可以實(shí)現(xiàn)一維的最近鄰插值、分段線性插值或三次樣條插值，而interp3函數(shù)可實(shí)現(xiàn)三維空間的最近鄰插值、分段線性插值或三次樣條插值。徑向基函數(shù)插值算法可通過(guò)python中的erpolate.rbf函數(shù)實(shí)現(xiàn)。另外反距離加權(quán)插值算法：

4.溫度場(chǎng)分析與評(píng)價(jià)對(duì)于缸套溫度場(chǎng)，對(duì)應(yīng)上止點(diǎn)活塞第一環(huán)位置的缸套內(nèi)表面溫度應(yīng)控制在一定溫度以下以避免潤(rùn)滑油結(jié)焦，可參考對(duì)第一活塞環(huán)槽的溫度要求鑄造鋁合金活塞≤260℃，鍛鋼活塞關(guān)鍵部位溫度極限參考值如下≤220℃。氣缸內(nèi)壁溫度不低于廢氣的露點(diǎn)溫度（約65℃~75℃），以避免低溫腐蝕磨損。缸套內(nèi)壁面周向溫度盡量均勻，最大周向溫差應(yīng)小于30~40℃；上、下部位的溫度差應(yīng)不超過(guò)30~70℃，以減小氣缸變形。一般鑄鐵氣缸蓋鼻梁區(qū)的溫度應(yīng)低于375℃，鋁合金缸蓋應(yīng)低于235~250℃。氣缸蓋底部火力面與水腔壁面溫差不應(yīng)大于250℃，避免氣缸蓋底面因?yàn)闊釕?yīng)力過(guò)大產(chǎn)生破壞。缸蓋內(nèi)冷卻水套的壁面溫度一般不應(yīng)超過(guò)120~160℃，一定程度的泡核沸騰可以促進(jìn)缸蓋散熱，但應(yīng)避免出現(xiàn)嚴(yán)重的沸騰現(xiàn)象；而對(duì)于缸套冷卻水腔由于受活塞敲擊可能產(chǎn)生穴蝕，因此缸套水腔壁面溫度建議以達(dá)不到流動(dòng)沸騰的溫差不產(chǎn)生沸騰氣泡為要求。4.溫度場(chǎng)分析與評(píng)價(jià)圖3-35某直列四缸機(jī)的機(jī)體溫度場(chǎng)結(jié)果5.優(yōu)化機(jī)體組傳熱的措施（1）優(yōu)化氣缸蓋傳熱的措施：1）中小型高速機(jī)氣缸蓋，多采用鉆孔、導(dǎo)流板或鑄管等對(duì)氣門座鼻梁區(qū)、噴油器或燃燒室噴水冷卻。2）大功率內(nèi)燃機(jī)氣缸蓋多用雙層水腔結(jié)構(gòu)，先冷卻底面，再環(huán)流冷卻噴油器周圍進(jìn)入上層水腔，底層水腔針對(duì)鼻梁區(qū)和排氣門座可針對(duì)性設(shè)計(jì)流道形狀進(jìn)行強(qiáng)化冷卻，可有效地降低氣缸蓋的熱負(fù)荷。3）注意氣缸蓋冷卻水孔的布置、水流動(dòng)方式和進(jìn)出水孔尺寸的合理選擇，詳見(jiàn)第五章。4）機(jī)械強(qiáng)度允許情況下，適當(dāng)減薄缸蓋底板，以降低溫差。（2）優(yōu)化氣缸套（或氣缸）傳熱的措施：1）通過(guò)冷卻水腔設(shè)計(jì)加強(qiáng)氣缸套（或氣缸）上部的冷卻。2）在缸套（或氣缸）上部增加隔熱材料以減少燃?xì)鈱?duì)氣缸上部的加熱。3）強(qiáng)化活塞噴油冷卻，降低活塞對(duì)缸套（或氣缸）的加熱。4）優(yōu)化水腔設(shè)計(jì)提升缸套（或氣缸）周向溫度均勻性。5）缸套（或氣缸）下部可不設(shè)置冷卻水腔，提升缸套（或氣缸）下部溫度，降低沿氣缸軸線方向的溫差。3.4.3缸蓋-缸套-機(jī)體應(yīng)力和疲勞計(jì)算1.危險(xiǎn)位置氣缸蓋常見(jiàn)破壞位置有氣缸蓋底板、進(jìn)排氣門和噴嘴交接處孔口部位，還有氣缸蓋內(nèi)冷卻面裂紋、排氣道壁面裂紋、兩個(gè)氣道交匯處裂紋、氣門座裂紋等，其中氣缸底面、冷卻面、排氣道面的裂紋與氣缸蓋熱負(fù)荷和水腔沸騰等密切相關(guān)。氣缸套常見(jiàn)損壞形式通常為凸肩斷裂、缸套穴蝕和拉缸等。機(jī)體產(chǎn)生的損壞部位主要是承受機(jī)體機(jī)械載荷較大部位以及形狀突變引起應(yīng)力集中部位，如：1）缸套和機(jī)體連接肩胛位置裂紋；2）主軸承蓋裂紋；3）上曲軸箱與下曲軸箱連接的支撐腳裂紋；4）兩缸間夾邊上裂紋；5)水腔壁面裂紋；6)氣缸與氣門推桿孔間裂紋；7）兩氣門推桿孔間裂紋；8）機(jī)體側(cè)面裂紋；9）水腔穴蝕；10）發(fā)動(dòng)機(jī)附件的安裝位置裂紋，等。2.網(wǎng)格模型在進(jìn)行缸蓋-缸套-機(jī)體應(yīng)力計(jì)算時(shí)，應(yīng)力計(jì)算網(wǎng)格常和溫度場(chǎng)計(jì)算網(wǎng)格使用相同網(wǎng)格（見(jiàn)圖3-31），需要注意將網(wǎng)格單元類型從溫度場(chǎng)計(jì)算類型轉(zhuǎn)換為應(yīng)力計(jì)算類型，應(yīng)力計(jì)算常使用二階單元進(jìn)行計(jì)算。定義接觸對(duì)時(shí)，與溫度場(chǎng)計(jì)算定義接觸傳熱系數(shù)不同，應(yīng)力和變形計(jì)算接觸需要定義摩擦系數(shù)。3.研究工況和邊界條件（1）研究工況內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行時(shí)，工況劇烈變化。對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析時(shí)，往往會(huì)將其轉(zhuǎn)化為靜力學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算，這時(shí)要選擇幾個(gè)典型或最危險(xiǎn)的工況來(lái)進(jìn)行分析；在危險(xiǎn)工況下，結(jié)構(gòu)一般都會(huì)產(chǎn)生最大的應(yīng)力與變形。通常研究缸蓋-缸套-機(jī)體應(yīng)力所選擇的計(jì)算工況包括：1）冷態(tài)裝配工況LC1（螺栓預(yù)緊力+裝配過(guò)盈力）2）冷態(tài)最大爆發(fā)壓力工況LC2（螺栓預(yù)緊力+裝配過(guò)盈力+最大爆發(fā)壓力）3）熱態(tài)裝配工況LC3