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2007硕-同济大学-大型柴油机气缸系统流场


同济大学航空航天与力学学院 硕士学位论文 大型柴油机气缸系统流场/热-机耦合场非线性三维有限元分析 姓名:瞿承玮 申请学位级别:硕士 专业:固体力学 指导教师:贺鹏飞;郑百林 20070301

摘要
在大型舰艇用柴油发动机的研制过程中,柴油机的性能指标容易达到设计要 求,但其使用寿命和工作可靠性难以达到预期目标,尤其是气缸系统及其零部件 在工作过程中会由于外载荷的作用而发生破坏。 气缸系统是对柴油机性能影响最大的关键部位,也是柴油机中工作条件最为 恶劣的部位。气缸系统在柴油机工作时承受螺栓预紧力以及燃气的高温高压作 用,并由于缸盖等部件几何形状十分复杂,气缸系统中各零部件的热应力和机械 应力分布很不均匀,缸盖和缸套等部件很容易发生破坏,因此,分析气缸系统在 外载荷作用下的温度场、应力场和变形情况对优化柴油机设计具有重要意义。 本文首先综述了船用柴油机的发展现状和趋势,对cAE技术在发动机设计中 的应用做了介绍,主要分析和讨论了CFI)分析技术和热一机耦合分析方法在发动 机分析中的应用。 根据第七一一研究所提供的图纸,采用Unigraphies软件建立了气缸系统各 部件的三维实体模型,包括缸盖、缸套、机体、螺栓、水套和垫片,使用MSC.Patran 建立了热一机耦合分析所需的固体域网格,使用Gambit建立了CFD分析所需的流 体域网格。 基于计算流体动力学(CFD)中关于气体运动的控制方程和k一£湍流模型, 并在Gambit建立的流体网格基础上,使用CFD软件FIIJENT对柴油机的进排 气道进行了流场分析,得到了气道内的温度场。 根据计算的气道温度场结果,确定了缸盖和缸套温度分析的第三类边界条 件,对缸盖和缸套进行了热传导分析,得到了符合实际工程经验的温度场。 将计算得到的温度场结果作为温度载荷,并考虑螺栓预紧力和燃气爆发压力 的作用,根据已划分的固体域网格,通过定义各部件之间的非线性接触关系,最

终得到计算所需的模型,并分别计算了四种工况——预紧力工况、机械载荷工况、
热应力工况和热一机耦合工况。计算结果表明,温度载荷对各部件的应力和变形 影响较大,缸盖火力面鼻梁区的温度和应力均较高,而其他零部件的应力及变形 均在许用范围以内. 本文的分析计算为某型号艇用柴油机的结构优化设计提供了理论指导。

关键词:柴油机;气缸;CFD数值模拟;非线性接触单元

ABSnU灯
ABSTRACT
In the research and development of marine diesel engines the englne's

performance
the

is often easier
desired

tO achieve the

designed requirements,but it is


not easy to reach

objectives

of the service life and reliability of

diesel.Espec-'iaUy,the failure

of cylinder system

and its parts often occurs under various loads.


The cylinder system is

key component

of diesel engine,which affects the

performanc.of



diesel seriously and works in the poorest working condition.

Becatlsc of the parts’complexity in geometry,the thermal stress and mechanical stress

distribution of the parts in the cylinder system

are nnovcn

when cylinder system

Ca[TiCS the load of the pre-tightened bolts and the high temperature

and high

pressure

gas.Therefore the analysis of temperature,stress

and

deformation of the cylinder

system under external loads is very significant for optimization of the diesel engine. Firstly,the

development

status

and trends of marine diesel engine
the research

is

reviewed and

the significance

to raise our oven ability in

and

development of marine

diesel engine is introduced in this thesis;the application of

CAE(Computer

Aided

Engineering)technology
the application of coupling

in engine design is

detailed,and

it is mainly discussed that

CFD(Computational

Fluid

Dynamics)and

thermo-mechanical

analysis

is widespread in engine design.

According to the drawings provided by
Institute,3-D solid models

Shanghai

M【a】{ne Diesel
arc

En#ne

Research
by using

of

cylinder system's components

established

CAD software Unigraphies,including cylinder head,cylinder sleeve,engine body, bolt,water

jacket and

gasket.The

solid meshes

of



thermo-mcehanical coupling

analysis瓣got by MSC.Patran and the fluid domain grids of CFD analysis ale髟dncd
by Gambit. By

using

CFD

software

FLUENT the fluid field analysis of intake manifold
Oil

and

e口dlaust manifold is completed based

the control

equation

of gas

and七--£

turbulence model and the

nuid domain grid

gained

by Gambit.And the temperature

distribution in the manifold is

gain缸

ABSrIb婀
According to the result convective boundary of temperature in intake and exhaust manifolds,the sleeve in heat

condition

of the cylinder head

and cylinder

transfer analysis is obtained.Then the heat transfer result accords well with

analysis

is carried out and the

pl硎cal expel-icllo:.
as

The
bolts

result of heat transfer analysis is considered and gas explosive pressure
are

temperature load,the preload of
tO

subjected

the

boundary as
bodies

force in different the basis load,

thermo-mechanical analysis.After the definition of

contact

botwcen
on

components,the
of solid

final

FEA(Finite Element Analysis)model
four

is obtained

meshes.And
stress and

conditions辩calculated—prelond,mechanical
coupling
cases.

thermal

thermo-mechanical

The

result shows that the temperature load impacts the distribution of the sffess of diesel remarkably and it leads tO


and

deformation
zone

relatively high stress at the bridge in other parts is

of

cylinder

head.And the

stress

and deformation

within

allowable limits.

The analysis

in this thesis provides theoretical guidance for the

optimization

of the

structure of marine diesel engine.

Keywords:diesel;cylinder system;CFD;nonlinear contact element

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学位论文作者签名:

2007年3月

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本人郑重声明:所呈交的学位论文,是本人在导师指导下,进行研究工作所 取得的成果。除文中已经注明引用的内容外,本学位论文的研究成果不包含任何 他人创作的、已公开发表或者没有公开发表的作品的内容。对本论文所涉及的研 究工作做出贡献的其他个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本学位论文原 创性声明的法律责任由本人承担.

学位论文作者签名: 2007年3月

第一章绪论

第一章绪论

1.1课题研究的背景及意义
从1892年德唇工程师狄塞尔(RudolfDiesel)提出了柴油机的工作原理,并 于lS98-W-.在德国曼恩(MAN)公司制成了世界上第一台四冲程柴油机,迄今已 有一百多年的历史。一百多年来,柴油机经历了数次重大技术改革,例如,1922 年德国工程师傅施发明了机械喷射装置,便柴油机从空气喷射式过渡到无气喷射

式;1950年增压技术开始在柴油机上使用并作为产品提供市场;上世纪7睥代,
国外一些著名的柴油机厂家在中速柴油机上试验燃用重油,到现在燃用重油技术 已经十分成熟等等。柴油机技术的全面发展,使得柴油机应用领域越来越广泛, 目前柴油机已被应用于船舶动力、发电、灌溉、车辆动力等广阔的领域,尤其在 船舶动力方面的优势最为明显。

自20世纪5哞代起,柴油机便因其功率范围大、效率高、能耗低、使用维修
方便,综合性能优于蒸汽机、燃气轮机等,而在各型民用船舶和中小型舰艇推进 装置中确立了其主导地位。至20世纪末,据国内外文献资料统计,在2000吨位以 上的钢质船舶中,以柴油机作为动力装置的超过95%。作为船舶推进用的主机, 除极少数巨型船舶和特殊用途的船舶外,绝大多数都是采用柴油机,而且预计在
可见的数十年中,这一状况仍将维持下去111。

中国船舶工业在经历了改革开放后20多年的发展,现已成为世界第三造船大 国,造船产量连年上升,船用柴油主机的需求量也不断增加田。近年来,透过技 术引进,我国船用柴油机的技术水平获得较大进展。不但掌握了国外柴油机先进 技术,同时对我国柴油机制造工厂进行了相应的技术改进,补充和更新了一批关 键工艺装备,相应培养了一批专业人才。但是,我们也应当看到,我国的大多数 柴油机产品都是通过仿制国外产品发展起来的,这种先天不足加上国内技术工艺 相对落后,导致我们的核心竞争力不强。

船用柴油机作为船舶配套设备中的核心设备,其价格占整船价的10%20%,
是船用设备费用的重量级开支,船用柴油机对提高船舶行业综合竞争力举足轻 重,因此,这便要求我们提高自身的船用柴油机研发能力,以减少船用设备进口

第一章绪论

比例,降低建造成本,增强船舶的价格竞争力13】。 而经历数十年的不断发展之后,柴油机研发目标的要求和难度不断提高,这 主要体现在:1.柴油机的性能和可靠性指标越来越高,其中的一些参数的变化趋 势相互制约,参数优化空间相对变小,研发的风险加大.2.产品开发需要考虑的 交量不断增加,系统的复杂性增大,对跨行业、跨部门的协作要求增多。3.产品 开发的周期要求越来越短。4.要求降低产品开发的成本和风险。5.研发产品的质 量要求也越来越提高。因此,柴油机的研发遇到很大的挑战。为满足现代柴油机 的发展需要,必须对传统的“经验+试验”的设计方法进行改进,其中借助功能 强大的计算机辅助工程(CAE)技术,是非常有效的手段. 计算机辅助工程(CAE)是一个很广的概念,从字面上讲它可以包括工程和制 造业信息化的所有方面,但是传统的。也主要指用计算机对工程和产品进行性能 与安全可靠性分析,对其未来的工作状态和运行行为进行模拟,及早发现设计缺 陷,并证实未来工程、产品功能和性能的可用性与可靠性[41。CAE技术的主要技 术保障,是先进可靠的CAE软件。经过半个多世纪的发展,国际上不少先进的大 型CAE分析软件的开发已达到较成熟的阶段并已商业化,其解决复杂问题的能力 和效率,已得到学术界和工程界的公认,并在学术及工程领域得到广泛的应用。

图1.1发动机设计时主要进行的a~盼析项目用
在发动机研发领域,a垣早已成为不可或缺的设计工具。由于a墟技术可以
在样机制造之前,即对发动机各项指标进行模拟评估,可以达到不经试验即可进



第一章绪论

行优化设计,从而大大提高“首次设计成功”的概率,缩短设计周期,降低设计 成本,国际各发动机主要研发机构和主要汽车生产商,早已在产品研发中引入了 CAE技术。 现代柴油机是一个多学科交叉的综合性的研究领域,其中涉及众多的力学问 题,如机体在运行过程中的振动、活塞在受高温高压作用时的强度、气缸体在使 用过程中的变形、气门在高温高压下的变形、连杆杆身和曲轴的疲劳断裂、冷却 系统的流动与传热等等。 作为柴油机的主要部件,气缸系统主要由气缸盖、气缸套、水套、垫片、机

体和螺栓组成.气缸系统在柴油机工作时承受螺栓预紧力、燃气的高温高压作用,
是柴油机中受力状况最为复杂、工作条件最为恶劣的部位,其零部件是柴油机最 容易产生故障的部件。例如,气缸盖底面、孔座、肋板等处常因热应力过大、应 力集中等原因而产生裂纹;气缸套由于紧固力过大、应力集中等原因往往在尖角 处产生裂纹;缸套上端面凸出量过大,安装气缸盖后将缸套压得变形过大,从而 引起拉缸而影响柴油机的正常工作。 采用CAE分析技术,对柴油机气缸系统的流场和热.机耦合场进行数值仿真 分析,不仅可以为后续的试验研究工作提供指导,甚至还能在前期分析中便对柴 油机气缸系统进行优化设计,对提高柴油机的研发效率有着重要意义。 本课题与中船重工集团第七一一研究所合作,在中船重工集团第七一一研究 所的经费资助下完成。

1.2

0FD在发动机设计的应用
0FD辅助发动机工程的发展

1.2.1

作为现代计算机辅助工程技术的一个重要发展方向,计算流体力学(Cm,
Computational

Fluid聊mmi哟方法是对流场的控制方程采用计算数学的算法将

其离散到一系列网格节点上,求其离散数值解的一种方法.

一般认为计算流体力学是从2皑纪60年代中后期逐步形成和发展起来的。但
事实上,有关流体动力学基本方程数值求解的数学方法和理论的研究早在20世纪 初就开始了,而且不少研究成果对后来计算流体力学的发展有着重要的影响。20



第一章绪论

世纪6眸代起伴随着计算机技术的高速发展,CFD这一跨及流体力学、偏微分方
程数值理论、数值分析和计算机科学等多领域的交叉学科迅速崛起,不仅促使计 算流体力学研究工作的成果和发表的文献数量日益增多,更为突出的是计算流体 力学开始在工业界得到应用。经过短短数十年的发展,各种通用CFD软件包的先 后出现,标志着计算流体力学方法逐步走向成熟。特别是80年代以来,商业CFD 软件的出现,到90年代越来越多的商业化CFD应用软件如雨后春笋般出现,涉及 范围越来越广,使得Clm技术的应用从最初的核工业和航空业不断扩展到包括汽 车行业在内的多个领域,计算模型也从最初的一维模拟扩展到多维模拟,早己超 越传统的流体力学和流体工程的范畴,其中最具代表性的便是a7D技术在发动机 领域的应用嘲。 发动机工作过程的数值模拟,是ClD技术在发动机领域的典型应用。发动机 工作过程中伴随着非常复杂的流体运动,不仅有气体的流动,还包括喷油过程、 雾化、蒸发及燃烧过程,并且随着活塞运动和进排气阀的运动,流体边界和边界 条件都处于快速的变化过程中。在现有条件下,利用计算机完全重现发动机的全 部工作过程是不可能的。因此,发动机工作过程数值计算的发展历程,是一个由 简单到复杂、由粗略到精确、由零维到多维的发展过程l一。 发动机工作过程的CFD模拟首先就是燃烧过程的模拟。发动机燃烧过程非常 复杂,它发生在一个随时问不断变化的湍流场中,参与反应的成分有几百种,为 此,在实际工程问题中,燃烧模拟常在简化的基础上进行。从简化程度来分,燃 烧模拟可分为四类:零维模型、准维模型、一维模型和多维模型。 零维模型计算缸内过程时,采用了均匀性假设:假设系统内压力、温度、浓 度等各项参数不随空间坐标而变,只随时阋(曲轴转角)丽变化,故称为零维系 统。零维模型可以计算出示功图及发动机其它基本性能参数如油耗、转矩等,但 无法预报排放物如NOx、HC、C0和微粒等的形成。 准维模型是指把燃烧室分为几个区域,在不同区域内考虑性质不同的物理过 程,而每个区域的物理参数则是均匀的,与空问坐标无关。与零维模型相比,准 维模型考虑了燃烧过程的中间细节,可以预测NOx和HC的捧放。 一维燃烧模型可以看作是多维模型的一个特例,模型中物理量是时间和某一 坐标的函数。在发动机中坐标的选择有两种,考虑火焰转播是柱面传播或者是平



第一章绪论

面传播。一维燃烧模型的研究要早于准维模型,它是介于准维模型和多维模型之 间的过渡形式,但由于其简化不尽合理,应用较少。

多维模型,又称为流体力学精细模型。多维模型精确计算燃烧室几何参数变 化、缸内气流状况变化对燃烧过程的影响,是其他以往的模型不可比拟的。通常, 模型方程包括平均流的纳维.斯托克斯方程、组分方程、湍流模式方程和边界层 方程等,化学反应过程包含在模型方程中。多维模型中自变量是空间的三维坐标 x、Y、Z,加上一个时间坐标t。因此控制方程是偏微分方程,这就使得数值计算

变得十分复杂。因此,仅仅是最近3睥,随着高速大容量计算机的发展,人们才
有条件解决这一难题同. 0FD辅助发动机工程的应用

1.2.2

多维模拟是一个十分复杂的热力学系统,其中包含有气流运动,质量、动量 和能量的传递与转换,燃油的喷射、雾化与蒸发,混合气的形成、着火与燃烧, 传热,废气与微粒的排放以及边界条件等。多维模拟技术发展的早期,由于计算 方法不够成熟,计算经验不丰富,各种子模型不完善以及计算机容量和速度的限 制,计算主要局限在二维,采用轴对称假设、气门不偏心;20世纪80年代以后, 气门的处理比较接近实际。至于活塞头凹坑,最早模拟平顶活塞,后来逐渐开始 模拟带有圆柱凹坑、缩口∞形和有底部凸台的凹坑燃烧室。在19s4年,Oo¥man 等首次发表了求解缸内三维湍流场的论文,促使了能体现物理本质的三维模拟的 发展。在近20年来,三维模模拟不仅仅已经从单纯的流动模拟发展到喷雾、燃烧 和排放过程的模拟,而且其工程应用的范围也不断扩大。

20世纪8眸代中期,M.E.G Swc,eny[Sl利用阴ol丑唧:s程序对二冲程发动机缸
内气口设计对扫气性能参数的影响,计算了稳态扫气流场。P.H.Epstein唧利用

ⅪvA.Ⅱ程序将扫、捧气道(口)及气缸联系起来进行数值模拟,计算了一台底
泵扫气的二冲程汽油机,用扫气压力计算了进气道口处的速度。FIisato HodIl0J 等使用F瓜E程序对罗茨泵扫气和曲轴箱扫气两种情况下,边晃取不同压力值及 不同的扫气倾角时缸内的流场结果作了研究,指出扫气口倾角减小时,缸内湍流

加强。1996年,w硪Baucr和J.B.Heywood采用Star-CD预测了一台单缸二气门汽
油机进气系统内的瞬态流动,并与实验结果进行了比较。



第一章绪论

在2000"年以后,国内学者利用CFD软件对发动机工作过程的研究也越来越

多。杜巍【11】等用发动机工作过程多维数值计算的RES3D-II程序针对121507_,I麋

一步研究1215删柴油机的燃烧性能提供了参考。彝小平【12l等以KIVA软件为
进行了三维瞬态数值模拟。周烈13l等利用CFD模拟软件FIRE及发动机热力循环
模拟软件BOosl对六缸柴油机的工作循环过程及缸内的喷雾与燃烧过程进行了
模拟分析,在原型机的仿真计算结果与实验值符合较好的前提下,通过对缸内燃

油机进行了数值模拟研究,计算所得到的示功图与实验所测的结果相吻合,为迸

计算平台,对4气门135直喷式柴油机的传统燃烧、早喷燃烧和预喷燃烧工作过程

油分布的分析,提出了综合考虑燃烧室形状、涡流比及喷孔配置等多因素的最优

配置方法。何旭114l等应用S1’AR硼序对不同几何形状的燃烧室内的燃油雾化、
燃烧进行三维数值模拟,研究了混合气的形成状况和燃烧质量,探索燃烧室形状 对柴油机性能的影响.

除了工作过程模拟,∞技术在发动机颁域的另终一个重要应用则是发动机
冷却系统的CFD数值模拟。 由于发动机冷却系统的几何模型十分复杂,如何在计算机中生成这些复杂模 型,并在其基础上生成计算所需的网格模型,是实现数值模拟计算的基础。因而, 尽管在20世纪80年代中期,计算方法和计算格式都有了飞跃的发展,但网格生成 技术并没能与计算方法的发展保持同步,直到90年代中期,随着网格生成技术的 发展,对发动机冷却系统的CFD模拟才逐渐得以实现【1钳刀。在2000年之后,国内

学者也对发动机冷却系统的aD模拟进行了越来越多的研究【1恻。
I.3热一机耦合分析在发动机中的应用
1.3.t耦合分析方法的分类 耦合场分析是指在有限元分析的过程中考虑了两种或者多种工程学科(物理 场)的交叉作用和相互影响(耦合)。例如压电分析考虑了结构和电场的相互作 用:它主要解决由于所施加的位移载荷引起的电压分布问题,反之亦然.其它的 耦合场分析还有热.机耦合分析,热.电耦合分析,流体.结构耦合分析,磁.热耦 合分析和磁.结构耦合分析等。



第一章绪论

耦合场分析的方法取决于所需解决的问题是由哪些场的耦合作用,但总体来 看,现阶段有限元耦合场的分析最终可归结为两种不同的方法:直接耦合方法和 序贯耦合方法。 lk直接耦合解法利用包含所有必须自由度的耦合单元类型,仅仅通过一次 求解就能得出耦合场分析结果。在这种情形下,耦合是通过计算包含所有必须项 的单元矩阵或单元载荷向量来实现的。 例如在挤压、轧钢、冲压、焊接等许多加工过程中,工件在产生变形的同时 往往伴随着温度的变化.一般来说,变形对温度的反作用往往表现在以下两个方 面:(1)经历大变形后物体几何形状发生变化,单元体积或边界面积也随之变改 变。旌加在这些单元上的热边晃条件也因此变化。例如加工过程中相互接触的物 体在接触面之间可以传热,但接触关系改变之后,彼此分离的接触面又与其它环 境介质交换热量。这是十分典型的变形改变热边界条件的情形。(2)弹性功耗散 转换成热。比如绝大部分的塑性变形功率都会转换成体积热流,几乎全部摩擦力 的功率也不可逆地转换成表面热流。在快速加工过程中必须考虑这种非弹性功转 换成热的情形。 对于上述温度与位移存在强耦合作用的问题,若用先算温度、后分析热应力 的解耦方法分析会产生较大误差。因此,准确地分析这些加工过程中的温度变化 和应力变化通常不应把温度场的求解和应力场的分析分解开来。比较精确的分析 是按照直接耦合的求解方法,同时处理热传导和力平衡两类不同场方程【2¨。 劲.序贯耦合解法是按照顺序进行两次或更多次的相关场分析。它是通过把 第一次场分析的结果作为第二次场分析的载荷来实现两种场的耦合的。例如序贯 热-枧耦合分析是将热分析得到的节点温度作为“体力”载荷施加在后序的应力 分析中来实现耦合的。

1.3.2热钡耦合分析在发动机中的应用
由于发动机工作时要产生很高的压力和温度,因此与高温高压燃气相接触的 零件如缸盖、活塞等剧烈受热,若不进行适当的冷却,会造成发动机过热,导致 充气效率下降、燃烧不正常等不良现象;但若冷却过度,亦会带来内燃机工作粗 暴、使用寿命短、机件损坏等不良后果,并降低整机效率。而近年来,排放法规



第一章绪论

的要求日益严格,发动机增压成为一种必然的发展趋势,由此也带来了热负荷和 机械负荷的极大增加。因而发动机中受热零部件的热.机耦合分析对指导发动机 设计具有重要意义,国内外研究机构都对受热零部件做了较多的有限元分析【22l。 1).活塞分析 早期,发动机有限元分析受到计算工具的限制,二维模型占较大比例,这类 模型简单,计算相对容易。但二维有限元计算模型均是通过一定程度的简化得到 的,在某些情形下,此类模型无法反映真实模型的特性。例如,活塞简化成二维 轴对称模型,与活塞的实际工作情况就相去甚远.二维模型无法计算销座的受力 情况,而销座的存在也使活塞的热变形不可能呈轴对称分布,轴对称模型无法反 映热传导、熟应力场及热变形的真实情况【硝珂.

9晦代初期,吴昌华瞄司取1“活塞,用409个节点、228个8节点块单元进行了
应力与变形分析;何秉初网等取1,2活塞,用2735-/f-节点、386个嬲节点六面体单
元进行了应力场的分析。由于当时的计算条件的限制,在这些分析中单元数量控 制地较少,未涉及热.机耦合分析。 佟景伟郾l等在计算中考虑到活塞的非对称性,取整个活塞,采用3186-f'。节 点、2210个s节点六面体等参元,利用已计算得到的温度场,对活塞某一工作位 置下机械载荷和温度载荷共同作用时的应力和变形进行了三维有限元分析。分析 中,在研究边界对流换热闯题时,依据第三类边界条件,并且将温度场简化为稳 态温度场研究,适当地降低了计算量.

王礼丽嗍等利用商用软件MSC.Marc,采用多体接触模型,进行温度场、机
械应力和藕合应力及相应变形的分析。活塞的换热系数采用第三类边界条件进行 理论计算,然后将温度场结果作为热载荷代入活塞的边界条件中,进行组合活塞 的热.机耦合计算。 活塞组的热传导分析过程中,稳态传熟的方法因计算简便得到了广泛应用。 在计算此类边界条件时,通常采用第3类边界条件进行计算,可以得到较好的结 果【卿。但与稳态方法相比,瞬态的热传导分析具有更高的可信度,也与实际情 况更为贴近。瞬态热传导问题在国外一直是发动机研究的中心课题,但方法比较 复杂。迄今为止此类研究在国内还是以简化模型为基础。



第一章绪论

2).气缸盖分析 气缸盖用于密封气缸的顶部,与活塞项及气缸内壁共同组成发动机的燃烧空 间。在发动机工作过程中,气缸盖在承受大的机械负荷(螺栓固紧力、燃气爆发 压力等)的同时,还存在高的热负荷,是发动机中工作条件最为恶劣的零部件之 一.气缸盖的强度可靠性问题一直是发动机设计中的关键课题,而温度又是影响 气缸盖可靠性最重要的因素之一,因此,研究热.机耦合工况下气缸盖应力分布

规律是研究气缸盖强度可靠性的重要工作p1删.
窦慧莉13Il等在经验设计的基础上,采用冷却系统CFD与有限元分析相结合的 方法,利用CFD定量分析确定了气缸盖的冷却水量和冷却水分布,利用有限元分 析了气缸盖的温度场和疲劳安全系数,优化设计了一重型柴油机的四气门气缸 盖,并进行了气缸盖测温和发动机可靠性试验。

廖日东135】等采用IoDF粥软件,在气缸盖稳态温度场计算的基础上,重点研
究,不考虑材料特性变化时气缸盖的温度应力分布规律;高温下,材料特性的变 化对温度应力、机械应力、综合应力分布的影响规律。 陈立锋1361等利用有限元法,对国外某柴油机单体式气缸盖在机械负荷及热. 机耦合下进行强度分析,得到在不同工况下的应力分布规律。 梁莎莉【371等针对部分柴油机气缸盖在服役初期出现了不回程度、不同位置 的破坏现象,采用三维有限元建模对缸盖进行了结构强度分析,计算了气缸盖的 温度场、综合应力场,其计算结果和试验结果基本吻合。

肖狲闭等对柴油机气缸盖流场、温度场、应力场进行了耦合分析,考察了
关键结构对气缸盖温度及应力大小和分布的影响程度,并且就缸盖入口流量对缸 盖冷却的影响进行了分析。 3).气缸套分析 柴油机气缸套的破坏经常是裂纹破坏,这些破坏和气缸套长期承受燃气的周 期性加热和腐蚀等因素有关。其周期性加热有以发动机一工作循环为周期的高频 加热,和以一次起动、停车为一周期的低频加热过程。周期性加热造成的温度波 动将使气缸套产生不定常热应力,并且由于气缸内燃气压力所形成的脉动机械应 力,使气缸套的受力情况更为严酷和复杂,分析这些应力,对于分析气缸套盼失


第一章绪论

效原因是非常重要的I捌。

曹茉莉p9】等为了分析引起气缸套变形的主要原因,并找出降低气缸套变形 的途径,对6110型柴油机进行了有限元计算。对螺栓扭紧力矩的大小和气缸套受 力睡环的直径分别选取3个水平进行试验优化.有限元法计算分析结果表明。缸 盖螺栓扭紧力矩的大小和气缸套顶平面上的受力位置对缸套的变形有显著影响。 杨世文I删等为分析重载柴油机的钢制薄壁顶置湿式气缸套在装配和使用过 程中出现变形过大的影响因素。建立了由机体、气缸盖、气缸垫、机体螺栓和气 缸套组成的组合结构有限元分析模型,利用多方案数值计算方法研究装配使用过 程中气缸套变形机理及结构敏感部位参数,对改进设计提供了理论指导和依据. 肖金生【41l等在对发动机气缸套可靠性分析中温度波及波动热应力的计算研 究基础上,推导了计算温度波的变空间步长和变时间步长的有限差分格式,对边 界条件、初始条件、解的稳定性和边界条件分解进行了讨论,编制计算程序计算 了气缸套的温度波和波动热应力,就计算结果进行了分析。 曾宪友142】建立了过渡工况(起动、停车)气缸套非稳态热应力分析模型以 及反映过渡工况特点的边界条件数学模型。对过渡工况下的传热和热应力以及工 作循环中的温度波、波动热应力和脉动机械应力的计算结果进行了重点分析,从 而对气缸套非稳态热应力做出正确的分析。分析表明非稳态热应力和脉动机械应 力对材料引起的疲劳破坏是气缸套失效的主要原因。 1.3.3发动机热一机耦合分析的发展趋势 目前发动机传热研究的一个重要方向是把缸内流动、燃烧、对流传热、辐射 传热模型与燃烧室部件整体(缸盖.缸套.活塞组)耦合起来,进行整体模型一发动 机传热的全仿真模拟。 发动机传热的全仿真模拟设想虽然是针对绝热机研究提出的,但它确是发动 机传热研究发展到一定阶段的必然结果,也将是今后发动机传热研究的主流和方 向。如图1.2所示,发动机的传热由以下4部分组成:(1)燃烧室内的对流和辐 射传热;(2)活塞组与缸套问摩擦热的传递;(3)燃烧室内壁薄层内的循环瞬态 导热;C4)燃烧室部件内的稳态导热。由图1.2可见,缸内气体与燃烧室部件, 以及燃烧室各部件问并不是孤立存在的,它们之间有着非常紧密的热联系,要真

第一章绪论

实地模拟发动机的传热过程,必须将上述4部分传热耦合起来,进行整体模拟。 但是,发动机传热全仿真模拟设想的实施难度很大,它依赖于缸内工作过程和燃 烧室部件传热模型的仿真程度、数值计算技术和计算机技术的发展水平,到目前

Yg.tl:,这方面的研究工作在国内外均不多见嘲.

图1.2发动机传热全过程

1.4本文工作
1)本文首先综述了船用柴油机的发展现状和趋势,并介绍了CAE仿真技术 的基本概念以及CAE仿真技术在现代发动机设计中的应用,主要包括 CFD分析和热一机耦合分析的发展及其在发动机设计中的应用现状和发 展趋势,并分析和讨论了柴油机气缸系统中存在的力学问题以及研究现 状。 2)根据第七一一研究所提供的气缸系统各零部件图纸,建立了气缸系统的 三维实体模型,包括缸盖、缸套、垫片、水套、机体和螺栓,并保留了 流体分析所需的气道内腔模型。 3)在已有三维实体模型基础上,得到气缸盖中进排气道的网格模型,利用 大型商业CFD软件FLUENT建立了进捧气道的三维网格模型,并计算了
11

第一章绪论

进排气道中气体的温度场分布。 4)根据已有进排气道温度场分布,得到缸盖和缸套温度分析所需的边界条 件,进而计算了缸盖和缸套的温度场分布。 5)为褥到缸盖和缸套等零部件在工作状态下的应力场及变形,并考察各个 外载荷对气缸系统的影响,分析了预紧力工况、机械载荷工况、热应力 工况和热一机耦合工况下气缸系统的应力场及变形,得到了预紧力、爆 发压力和温度载荷等不同外载荷对气缸系统应力场及变形影响的规律。

第二二章气缸系统数值分析理论基础

第二章气缸系统数值分析理论基础

2.1概述
在本文对柴油机零部件的有限元分析中,主要涉及了三个方面的理论知识, 分别是热传导闯题、热应力问题和接触问题【#4日。以下主要阐述了这三个问题的 理论描述及其有限元实现。

2.2热传导分析理论
对于体积为V,表面积为r的连续介质,可建立能量守恒的微分方程

一粤亟+Q一舻.o

(2.1)

其中T为温度,Q为单位体积的热生成率,qi是热流矢量的分量,p为单位 体积的质量密度,C是比热,t表示时间。按Fourier定律,热流可用温度梯度表 示成:

舔.~娶 舔。~百
热传导率在各方向上保持同一常数。

(2.2) 弘‘印

其中x“是材料在指定空间方向上的熟传导率张量分量。对各向同性材料,

将式(2.城入式(2.1)中,整理可得域V内所满足的热传导抛物线型微分方
程:

一孙卦脚-o
在结构外表面r上可建立四类不同边界条件: 空间位置和时问的不同而变化,表面rT上的给定温度为

G句

在通常情况下,材料的热物理参数和热生成(即热源)可能是温度的函数.

(1)第一类边界条件是指物体边界上的温度函数为已知,这一温度边界会随

T-T(x,t)

(2.4)

第_二章气缸系统数值分析理论基础

(2)第二类边界条件是指物体边界上的热流密度为已知,在表面r q上的给定 温度为

丸罢-和)
强度值.

(2.5)

其中翌表示rq的外法线方向。;“,f)是随空间位置和时间变化的给定热流

0)第--类边界条件是指与物体相接触的流体介质的温度Tf和换热系数h为 已知,在边界r上的对流边界条件为

石-^(耳一疋)

(2.6)

其中h是表面对流换热系数。T,是表面温度,T.是外界介质温度。对流换 热系数h通常是介质温度和其他材料特性和结构尺寸的复杂函数。 (4)对于热辐射问题,在边界r上的辐射边界条件为

;一傀(军一贮)
面温度和和与辐射面进行热交换的环境介质温度。

(2.7)

其中0是stefan-Boltzman常数,£是表面辐射效率。T,和T-分别是辐射表

除了上述四类边界条件之外,还需给定初始时刻的结构温度分布。作为求解 热传导方程式(2.3)中的初始条件:

z“,0)一写

(2.8)

通常来说,用数值方法分析上述的热传导方程,边界条件和初始条件描述的 传热问题的方法有两种:有限差分法和有限元法。鉴于有限元法在处理具有不规 则几何形状结构时所表现出的明显优势,用有限元法分析热传导问题成为更为运 用的数值方法。 在MSC.Marc软件中,传热分析采用加权残差的Galerkin方法,即通过使热 传导方程和边界条件去加权残差为零来近似导出有限元求解方程. 用有限元将连续区域离敬后,每个单元内的温度分布可近似的标示为

r(玉,f)-∑M(而)霉(f)一F£

(2?9)

其中型是描述温度在单元内变化的插值函数,£是依赖于时间的单元节点温

第二章气缸系统数值分析理论基础

度。由于方程(2.9)近似描述的温度通常不能精确满足热传导微分方程(2.3),也就

是说将式(2.9玳入方程(2.3)后,方程右端通常非零,而是等于残差R?

矗-云卜考(Ⅳr£)}+Q一班詈(盥r£)
在C.ralerkin加权积分的意义上等于零,即


(2?,o)

根据加权余量的Galerkin法,用插值函数N作为权函数,使式(2.10)的残差

f』V,RaV一0

f-1,露C己11)

其中Ve是单元体积。对域内每个单元都采用上述加权残差的处理后,积分 式(2.12).-I得

c.a西T_+(K+v)z一垒

(2.12)

其中的£是节点温度向量,垒是节点热流向量。矩阵C是热容矩阵,它同瞬
态热传导过程中单元内存储的热量有关.

c-至.,(矿p删y)
K是热传导矩阵,它与稳态或瞬态传热过程中单元内热量传导有关。

(2?13)

小互;f(善卜若∥
除了对方程式(2.12)右端由贡献外,对方程式(2.12)的左端还引入了F项



在上述各类传热分析边界条件中,不同边界条件对热传导方程的贡献不同。 热流边界的贡献只作为热载荷被施加在方程(2.12)的右端,而对流或熟辐射边界,

F-罗rⅣ7^Ⅳdr _.,
对右端项的贡献为

(2.15)

%。点P州dr
2.3热应力分析理论

(2?16)

在各向同性材料中,热膨胀只产生线应变,而剪切应变为零。这种由于热变 形产生的应变可以看作是物体的初应变e o.对于三维问题,。o的表达式是

第二章气缸系统散值分析理论基础

‰一口似一九)[1110 0 0】。

(2.17)

其中,o是材料的热膨胀系数(1/'C);母。是结构的初始温度常;m是结构的稳 态温度场。由可由温度场分析得到的单元节点温度mi通过插值求得,即可按式 (2.18)计算得到。

妒。善Mky,z)谚-彬
在物体中存在初应变的情况下,应力应变关系可表达成

(2?18)

∥一D(1一毛)

(2.19)

将式(2.19y心A.虚位移原理表达式,则可得到包括温度应变在内的用以求解热应
力问题的最小位能原理。它的泛函表达式如下:

兀,(“)。上(三#TD#o∥D#o玎,户Q_“7Tdr
将求解域进行有限元离散,就得到有限元求解方程为
Ka—P

(2?20)

(2.21)

与不包含温度应变有限元求解方程的区别在于在和向量中包括了由温度引起 的温度载荷。这里载荷向量表达式为

P一弓+弓+气

(2.22)

其中,Pf,PT分别是体积载荷和表面载荷引起的载荷项,P。。是温度应变引 起的载荷项.

气一XSo B’DBd92

(2.23)

由以上各式可见,结构热应力问题和无热载荷的应力分析问题相比,除增加 一项以初应变形式出现的温度载荷P。。以外,则是完全相同的。稳态温度应力计 算在温度场分析以后进行。

2.4接触分析理论
接触与碰撞是生产和生活中普遍存在的力学问题。接触过程在力学上常常同 时涉及三种非线性,即除大变形引起的材料非线性和几何非线性外,还有接触界 面的非线性,这就是接触问题所特有的。

第二章气缸系统数值分析理论基础

在数学上施加无穿透约束的方法有拉格朗只乘子法,罚函数法以及直接约束 法。 1).拉格朗日乘子法 是通过拉格朗日乘子施如接触体必须满足的非穿透约束条件的带约束极值 问题描述方法。该方法是把约束条件加在一个系统中最完美的数学描述。该方法 增加了系统变量数目,并使系统矩阵主对角线元素为零。这就需要在数值方案的 贯彻中处理非正定系统,数学上将发生困难,需要施加额外的操作才能保证计算 精度。另外,由于拉格朗日乘子与质量无关,导致这种由拉格朗日乘子描述的接 触算法不能由于显示动力学碰撞问题. ∞.罚函数法 是一种施加接触约束的数值方法。其原理是一旦接触区域发生穿透,罚函数 便夸大这种误差的影响。从而使系统的求解(满足力的平衡和位移的协调)无法 正常实现。即,只有在约束条件满足后,才能求出具有实际物理意义的结果。 3).直接约束法 用直接约束法处理接触问题时追踪物体的运动轨迹,一旦探测出发生接触, 便将接触所需的运动约束(即法向无相对运动,切线可滑动)和节点力(法向压 力和切向摩擦力)作为边界条件直接施加在产生接触的节点上。 在MSC.Marc中提供了三种接触算法: 1I间隙单元 基于拉格朗日乘子法或罚函数法的接触晃面单元(gap单元)。 劲.非线性弹簧 基于罚函数方法,通过用户子程序USPRING施加非线性弹簧。 ∞.接触迭代算法 基于直接约束的接触算法,是解决所有接触问题的通用方法。特别是对大面 积接触,以及事先无法预知接触发生区域的接触问题,程序能根据物体的运动约 束和相互作用自动探测接触区域,施加接触约束。 在本文的分析中采用直接约束的接触算法。而接触分析中施加接触约束和修 改接触约束有两种不同的情况,刚体与变形体之间的接触约束和变形体与变形体 之间的接触约束。

17

第二章气缸系统数值分析理论基础

变形体与刚体接触的无穿透约束是通过把接触节点自由度转换到刚性接触 段,片的局部坐标系后,给定法向位移边界条件来实现的。问题可考虑为求解下
面的方程:

隐乏附{料
标变换的节点。

(2.24)

式中藏示接触中经过局部坐标变换的节点,b表示没有接触也没有经过坐

图2.1接触节点的局部坐标系

可变形接触体之间的非穿透接触约束通过自动施加多点约束(Tying)实现。 作为接触段的变形物体的外部单元边(2D)和外部单元面(3D)在每个增量步 结束后的位置是已知的。在这些接触段所定义的局部坐标系下,可施加多点约束。 Tying为旋加节点自由度问约束条件的功能。作为约束条件,节点自由度与 其他自由度的约束可用下式表示:

胂段
式中:A为受约束的节点(flednodc). B为用于约束的节点(retained S为约束矩阵。 MSC.Marc软件的接触算法基本流程如图2.2所示。
node).

(2.25)

第一二章气缸系统数值分析理论基础

图2.2接触算法流程

第三章气缸系统模型的建立及其网格划分

第三章气缸系统模型的建立及其网格划分
3.I啪简介
Unigraphics(简称uG)是世界著名的CAID/CAD/C枷/c』IE产品研发解决方 案,UG提供整套跨越整个产品研发流程给各种不同规模的企业体.它帮助客户 加速产品进入市场的时程、使复杂的产品更简化、降低生产成本并且让产品从所 有竞争品牌中脱颖而出.

主要产品。EDS公司首次突破传统cAD/蝴式,为用户提供一个全面的产品建模
系统。在UG中,包括一个灵活的复合建模模块以及功能强大的逼真照相的渲染, 动画和快速的原型工具。优越的参数化和变量化技术与传统的实体、线框和表砸 功能结合在一起,这一结合被实践证明是强有力的。并被大多数cAD/C删软件厂 商所采用。在装配功能方面,Unigraphics软件可以满足对超大型装配件的创建, 控制与管理,其独特的WAvE技术,不仅使得产品级的设计控制成为可能。而且为 产品设计团队的并行工作提供了一个良好的环境。此外,Unigraphics软件还针 对产品的质量提供了专门的解决方案,利用它可进行三维尺寸公差分析,故障检 查,质量数据收集、发布、分析及管理。如今,UG是全球应用最普遍盼计算机辅 助设计和辅助制造的系统软件之一,它广泛应用于机械、汽车、航空航天、家电、 电子以及化工等各个行业的产品设计和制造领域。 uG最早应用于美国麦道飞机公司。它是从二维绘图、数控加工编程、曲面造 型等功能发展起来的软件。90年代初,美国通用汽车公司选中UG作为全公司的1 CAD/CAE,c枷/cIM主导系统,这进一步推动了UG的发展。1997年10月Unigraphics Solutions公司与Intergraph公司签约,合并了后者的机械CAD产品,将微机版的 SOLIDEDGE软件统一到Parasolid平台上.由此形成了一个从低端到高端,兼有 Unix-F作站版和WindowsNT微机版的较完善的企业级C^D/c^E,c枷侗口M集成系统。,

UG是EI)S公司(原Unigraphics Solutions公司,后成为其中的UGS部门)的

第三章气缸系统模型的建立及其同格划分

3.2

CAD模型的建立
根据第七一一研究所提供的图纸,本文分析的几何模型用三维CAD软件

Unigraphicsl立,整个模型分为缸盖、缸套、机体螺栓、水套、垫片5个部分, 模型的整体装配情况如图3.1所示。

图3.1整体装配模型

系统的缸套、机体螺栓、水套和垫片等部件几何模型相对比较规则,具有一 定的对称性,建模过程中,均是先建立其界面形状,再通过旋转或者拉伸命令建 立这些部件的CAD模型。但是,气缸盖部分几何模型非常复杂的,因而,要把 缸盖从二维图纸建成三维cAD模型难度较大。

在建立缸盖三维a蛐模型的过程中,将缸盖大致划分为3个部分,迸气道、
排气道和外壳部分。气道是复杂的自由曲面,其形状变化剧烈,光顺性要求高, 因此可以使用UO中自由曲面造型方法来实现,使用“截面驱动曲面”的设计方 法来进行气道设计。首先,在气道的几个关键控制截面上绘出气道外壁截面曲线, 然后运用UG的SWEEP(扫掠)命令,构造光滑的气道外壁模型,接着,再利用 生成的气道外壁模型,将其偏置出一个合适的壁厚,生成气道内部模型,最后, 利用先生成的气道外壁模型与气道内部模型做布尔操作,即可得到所需的气道模 型。在外壳的建模过程中,首先建立外壳的外部轮廓,然后再将内部掏空,对细 部进行修理,建立气阀导管、示功阀孔、喷油器孔、螺栓孔等特征。另外,由于

第三章气缸系统模型的建遗及其同格划分

模型中过小的倒角会导致网格模型中倒角部分的网格数量剧增,从而显著地增加 计算规模,所以在建模过程中,对于尺寸较小而且对计算结果影响较小的倒角, 在建模过程中均忽略不计.

图3.2缸盖

图3.3缸盖内部构造

第三章气缸系统模型的建立及其同格划分

图3.4垫片

圉3.5缸套外部及削面

图3.6水套
23

第三掌气缸系统模型的建立及其罔格划分

图3.7机体螺栓

3.3计算网格的生成
对于绝大多数的CAE软件而言,其理论基础都是基于有限单元法、有限差分 法、边界元法或者有限体积法,这就要求我们将连续的空间区域离散为计算所需 的网格,因此,网格的划分在CAE技术的发展过程中占有十分重要的地位。据统 计,即使在CAE技术高度发展的国家,网格的生成仍然是整个计算任务中耗时最 多的工作,占全部工作的6傩以上.可见,要使cAE技术高效地应用于工程实际, 两格生成技术是必须解决的关键技术。1986年召开了第一届国际网格生成会议 (International
Field
Conference
on

Numerical 6rid Generation in Computational

Simulations)。此后每隔两年举tY--届。。此外,自1992年起,每年一届的
meshing

网格圆桌会议(Inter舱tio腿l

Roundtable)也被公认为国际上网格生成

领域的焦点。2005年6月11EI-18Et和2005盔99月11EI-14日在美国加利福尼亚州圣 何塞(San Jose)分别举行了第九届国际网格生成会议和第十二届国际网格圆桌 会议。1997年8月,我国也由计算流体力学学会在西安组织召开了第一届计算网 格生成方法研讨会”.

第三章气缸系统模型的建立及其罔格角1分

时至今日,经过几十年的发展,各种适应于不同场合,具有各自特点的网格 数值生成方法不断涌现。现有的工程应用大都是基于具备网格划分功能并有相应 接口的商用软件来完成,对于大多数工程问题,网格质量完全可以得到保证。 3.3.1固体网格 高质量的网格划分是保证计算结果可靠的重要因素。考虑到软件的兼容性及

气缸系统的几何特征结构,本文中使用MSC.s0触公司的前处理器MSC.Patran
对气缸系统进行了网格划分,整体网格如图所示.

图3.8整体网格模型 表3.1节点及单元数量

单元数量 节点数量 四面体网格 缸盖 垫片 缸套 水套 机体螺栓
总计
17656 720 11160 5280 2864

五面体网格

六面体网格

135237
240

600
240

8枷
6720

9512

704
161653

376踟

第三章气缸系统模型的建立及其同格划分

因为六面体单元具有更好的计算精度,对于一般的FEA分析,都要求尽可能 地使用六面体单元进行网格划分。但是由于缸盖的几何模型十分复杂,使用六面 体单元进行网格划分要花费大量的时间和精力,从效率上来讲是得不偿失的,因 丽,本文应用MSC.Patrau对缸盖进行了自动网格翅1分。对计算中比较关心的部位, 如缸盖与螺栓接触处和缸盖与垫片接触处的网格进行了手工控制,增加这些部位 的网格数量,以保证计算精度。

图3。9缸盖嬲格

对于机体和螺栓部位,网格划分过程中根据其几何特点和计算需要分别进行 了网格控制。螺栓部分的几何模型相对较为规则。所以在网格划分时进行了手工 控制,先建立螺栓截面上的面阿格,再通过拉伸的方法得到螺栓的五面体网格。 机体部分的模型就相对较为复杂,由于传力的需要。机体内侧设计为阶梯状,而 机体外侧则对螺栓根部进行了加强,这些特征都为高质量的六面体网格划分带来 了困难,因此,机体部分网格采用自动划分。对机体内侧的接触区域,本文中对 网格进行了手工控制,增加网格数量,以保证计算精度;对机体外侧这些计算并 不关系的区域同样进行了手工控制,减少两格数量,以提高计算效率。此外,考 虑到螺栓与机体的连接处并非计算重点考察的区域,而且根据工程经验,这一部 分一般不会出现失效的情况,所以在计算中将这两个部分合为一体,以减少接触 计算的规模,提高计算效率.

第三章气缸系统模型的建立及其同格划分

圈3.10机体螺栓网格

图3.U缸套网格

第三章气缸系统模型的建立及其罔格划分

对于缸套、水套和垫片这三个部件,其几何形状均较为规则,生成精度较高 的五面体和六面体单元是可以实现的。因此,本文中通过先建立截面二维单元, 再通过拉伸复制等方法,建立了这些部件的五,六面体单元网格模型,如图3.12 和图3.13所示。

图3.12水套网格

图3。13垫片网格

3.3.2流体网格 本文采用FLUENT公司的网格划分工具GAMBrr对模型进行自动的网格划 分。首先,将描述进气道几何模型的Parasotid文件读 GAMBrr,并选择

FLUENTS/6求解器。由于本文所涉及的气道几何模型是用CAD系统Unigraphics 建立的。从GAMBrr以外的其他的CAD系统导入的几何模型包括了真实物体的细

第三章气缸系统模墅的建立及其同格划分

节性描述。如有一些短边或在两个面之间有裂缝,这些细节通常对生成的网格的 数值分析关系不大。cAD程序设计的目的是生成一系列的数学描述,用于生成

可视化的几何描述,结果导致了它的公差和连续性标准低于Q诣咖,

缺乏要

求的准确性或耪度,违背了GAMBIT的有效性准。GA^仍rr的两格操作不能应用
于无效的几何,使网格划分过程变得复杂,性能不好。GAMBIT的操作设计要求 几何模型有足够的精确,可用于数学模拟操作.为了构成一个有效的GAMBIT 几何,模型的拓扑结构必须满足两个标准: ll连续性,就是对一个给定的实体,其拓扑部分彼此一致,并彼此正确地 连接. 劲.完整性,就是包含面的形状定义,并可得到连续性信息。连续性描述了 如在给定边界层之间或一套边的末点之间的连续。因此要满足网格的划分要求。 需要进行一些修补。修补工作包括:修理不完整的或性能不好的几何。连接不相 连的几何;去摔不必要的缨节;将凡何划分为可划分鼹格的凡个部分。 最后,控制网格最小尺寸为lmm,得到进排气道的网格,分别如图3.14和图
3.15所示。

图3.14进气道网格

第三章气缸系统模型的建立及其罔格划分

图3.15排气道网格

3.4本章小结
本章中根据第七一一研究所提供的柴油机气缸系统图纸,采用CAD软件 Unigraphics建立了缸盖、缸套、机体、螺栓、水套和垫片的几何模型,得到系

统的装配模型,然后分别使用MsC.Pa妇n和G趣bit对计算中涉及的固体域和流体
域的网格进行了网格化分,为进一步的分析研究作好准备。

第四章气道流场数值分折

第四章气道流场数值分析

4.1计算流体动力学概述
计算流体动力学(Computatiozml Flmd

Z】.juamics,简称∞)是通过计算机

数值计算和图像显示,对包含有流体流动和热传导等相关物理现象的系统所做的 分析。CFD的基本思想可以归结为:把原来在时问域及空间域上连续的物理量 的场,如速度场和压力场,用一系列有限个离散点上的变量值的集合来代替,通 过一定的原则和方式建立起关于这些离散点上场变量之间关系的代数方程组,然 后求解代数方程组获得场变量的近似值. a砷可以看作是在流动基本方程(质量守恒方程、动量守恒方程、能量守 恒方程)控制下对流动的数值模拟。通过这种数值模拟,我们可以得到极其复杂 问题的流场内各个位置上的基本物理量(如速度、压力、温度、浓度等)的分布, 以及这些物理量随时间的变化情况,确定旋涡分布特性、空化特性及脱流区等。 还可据此算出相关的其他物理量,如旋转式流体机械的转矩、水力损失和效率等。 此外,与CAD联合,还可进行结构优化设计等。 aD方法与传统的理论分析方法、实验测量方法组成了研究流体流动问题 的完整体系。 理论分析方法的优点在于所得结果具有普遍性,各种影响因素清晰可见,是 指导实验研究和验证新的数值计算方法的理论基础。但是,它往往要求对计算对 象进行抽象和简化,才有可能得出理论解。对于非线性情况,只有少数流动才能 给出解析结果。 实验测量方法所得到的实验结果真实可靠,它是理论分析和数值方法的基 础,其重要性不可低估。然而,实验往往受到模型尺寸、流场扰动、人身安全和 测量精度的限制,有时可能很难通过实验方法得到结果。此外,实验还会遇到经 费投入、人力和物力的巨大耗费及周期长等许多困难。 而CFD方法克服了前面两种方法的弱点,便于解决许多实际问题,适应性 强、应用面广。首先,流动问题的控制方程一般是非线性的,自变量多,计算域 的几何形状和边界条件复杂,很难求得解析解,而用a;D方法则有可能找出满

第四章气i苴流场数值分圻

足工程需要的数值解;其次,可利用计算机进行各种数值实验,例如,选择不同 流动参数进行物理方程中各项有效性和敏感性实验,从而进行方案比较。再者, 它不受物理模型和实验模型的限制,省钱省时,有教多的灵活性,能给出详细和 完整的资料,很容易模拟特殊尺寸、高温、有毒、易燃等真实条件和实验中只能 接近而无法达到的理想条件。

4.2数学模型
4.2.1气体运动的控秘方程 流体流动遵循的三个基本守恒定律为:连续性方程(质量守恒方程)、动量 守恒方程和能量守恒方程,如果流动包含有不同成分的混合或相互作用,系统还 要遵守组分守恒定律。如果流动处于湍流状态,系统还要遵守附加的湍流输运方 程15习。 发动机气道中的气体流动是十分复杂的湍流运动,根据雷诺的观点,瞬时湍

流量爹可以表示为平均量;和脉动量妒’的和,即定义为:
妒=妒+妒’(4.1) 在实际应用上,人们需要的是湍流的平均值,而不是瞬时值。采用雷诺分解 和平均的方法,对气流运动的控制方程中的应变量进行分解,然后再对方程中的 各项进行雷诺平均,这样可以得到湍流均流的控制方程,即为一组守恒的偏微分 方程,其中包含质量守恒方程、动量守恒方程以及能量守恒方程。 连续性方程(质量守恒方程):

詈+掣.气
杂上的分量,sm为质量源项,!皂吐为张量符号,即: ∞』



式中,t为时问,玛0=1,2渤为坐标p为流体密度,uj为流体速度在三个坐

掣.掣+掣+掣
觑j








’’

动量守恒方程:

第四章气道流场敷值分析

巫笋+砉(刚。一巧)-一詈+焉(i=1,2,3) ~一和%一争鼍岛一一pu;u;
“一”表示平均,5日为克罗内尔符号?

(4.4)



式中,P为气体压力,p为动力粘性系数,si为动量源项,7 6为作用在与i 方向垂直平面上的j方向上之应力。8目表示流体变形率张量,u,为湍流脉动速度,

岛一糖+割
能量守恒方程:


(4刀

1a(p-h)+考(肛户一刀)-詈M考+巧考+黾
式中,h为气体的比焓,Sh为能量的源项。

一 r,●,b C



dr

(4.8)

式中,‰为气体的定压比热,T为气体温度,T0为参考温度。气体的压力是 密度和温度的函数,假设气体满足理想气体状态方程:
P-pRT

(4.9)

式中R为气体常数。

方程(4.5)(4-7)中的一p“∥和-puSh’项是产生于非线性对流项的分解和平
均,它们体现了湍流的输运作用,一般称为湍流输运项一伊:∥,是一个未知量。
湍流输运项的出现使得原本封闭的流体力学基本方程组变得不封闭。因而需要建 立描述湍流输运项的控制方程,即建立湍流模型,使得湍流场中的均流控制方程 封闭,从而得到均流控制方程的确定解。 4.2.2湍流模型方程 为了使湍流均流控制方程封闭,需对动量方程中雷诺应力项和能量方程中的

第四章气道流场数值分斩

湍流扩散项增加额外的控制方程,也就是说需对湍流进行模拟。湍流模型可分为 以下几类。

黏 性 系 致模 型

高雷诺救模型 (叠诺散’150)


r代数霄诺应力模型 L徽分霄诺鹰力模型

油流间接模报

,● ‘● 【
【慨雷诺教模型 (雷诺教‘150)


雷诺隘力模塑

一馘E
双流体模型

图4.1湍流模型分类图

湍流的直接模拟需要大型高速计算机,就目前计算机的发展水平而言,只能 对简单几何形状物体的流场进行模拟,对象内燃机气道这样复杂几何形状的物 体,难于使用此法。湍流的间接模拟就是对雷诺平均的Navier-Stokes方程中的 湍流应力项进行模拟。在高雷诺数的湍流流动中,湍流的间接模拟又有粘性系数 模型和雷诺应力模型.在粘性系数模型中,零方程模型(或称为混合长度模型) 使用简单的代数公式来描述应力分布。双方程模型(.|}一舌模型)通过平均流来 描述湍流的产生和消耗,即使用湍流脉动动能方程和湍动能耗散率方程两个输运 方程来描述湍流运动。雷诺应力模型使用6个雷诺应力输运方程和一个湍动能耗 散率方程来描述湍流,它与k一£模型相比,可以更精确地描述流动状况,但对 复杂几何形状中的可压缩流,目前仍有许多问题没有解决。此外,在雷诺应力模 型中,由于增加了7个输运方程,它所需要的时间是求解k一£模型所需时间的4

第四章气道漉场教值分斩

倍左右。就目前情况而言,在内燃机流场的湍流描述中,k一£模型仍是最合适 的模型。 在k一£模型中,采用与层流相比拟的方法对湍流雷诺平均应力进行模拟,

贝lj式(4.5)中一p雌烈为

-一pu,u,一2嘲一吾(噎叫岛
其中;


(4.11) (4.12)

k-妄纠
坼-c.pk2le

占?糖)2
C,为经验常数。 4.2.3初、边值条件

m∞

式中,k为湍流脉动动能,e为湍流脉动动能的耗散率,lI。为湍流粘性系数,

边界条件与初始条件是控制方程有确定解的前提。边界条件是在求解区域的 边界上所求解的变量或其导数随时间和地点的变化规律。对于任何问题,都需要 给定边界条件。初始条件是所研究对象在过程开始时刻各个求解变量的空间分布 情况,对于瞬态问题,必须给定初始条件,稳态问题,则不用给定。对于边界条 件与初始条件的处理,直接影响计算结果的精度. 11.初始条件 初始条件就是给出某一初始时刻的速度、压力、密度、温度等的分布,通常 由实验给出或根据经验人为给定。尽管初始条件不影响最终的稳态流场,但恶劣 的初始条件不但会增加计算时间,而且会造成过大的振荡,导致计算发散。初始 条件的确定直接影响到偏微分方程组的解是否收敛于原物理问题。 劲.边赛条件 边界条件确定物理模型边界的流动和热等变量,因此是数值模拟中至关重要

第四章气道流场致值分拆

的组成部分。边界问题的种类很多,根据求解问题的不同,采用不同的边界条件, 如;来流边界条件、出流边界条件、固体壁面边界、自由边界和间断面边界。根 据三维进气管道内的流动特性。计算区域的边界条件分为进口边界、出口边界和 壁面边界.由于进气口处的流动特性在不断交化,数值边界条件的处理是个相当 棘手的问题。 为便于将计算结果与试验结果进行比较,边界条件按稳压试验条件设定。进 口边界采用压力进口边界,压力进口边界条件用来定义在流动进口处总的表压 力、温度、方向说明和湍流强度以及湍流粘性比。出口条件通过实验方法测定, 也可在计算中预先假定.本文的出口边界条件采用压力出口边界,压力出口边界 条件用来定义在流动出口处的静压(以及回流中其他的标量值)。使用压力出口 边界条件而不使用出流边界条件,在迭代过程中当有回流出现时,可加快收敛速 度。 湍流在很大程度上受至d壁面的影响,明显地,平均速度场受到无滑移条件的 影响,必须在近壁处处理恰当,反过来,湍流也由于壁面的出现而受到很大的影 响。在近壁处,粘性阻尼降低了切向速度的振荡,而运动模块化降低了法向上的 波动。相反,在近壁区的外部区域,湍流由于平均速度的大梯度生成的湍动能而 大大增加了。近壁处的模拟大大影响着数值求解的真实性,因为壁面是平均旋涡 和湍流的主要来源。毕竟,在近壁处的求解变量随大梯度而变化,动量和其他标 量使运输出现最强的状态。因此,正确地对近壁处进行描述,决定着壁面附近湍 流模型的正确预测。

4.3流场分析与结果讨论
4.3.1流场分析模型 本章计算所涉及的模型网格见第二章所述。湍流模型采用的是标准高雷诺数 老一£双方程模型,将空气视为可压缩理想气体。 边界条件:(1)周定壁面边界壁面为绝热、无滑移、无渗透,温度壁面边界 采用定温条件,即293K。在近壁面区,由于高雷诺数的湍流模型不再适用,需 要使用壁面函数来对分子粘性效应进行描述,本文使用的是标准壁面函数。(2)

第四章气道流场数值分折

对进气道,进出口边界采用给定压差0.1bar(10130Pa),即进口为大气压力lbar (101300Pa),出口为气道出口压力0.9bar(91170Pa),进口处温度为330K;对 排气道,进口处采用速度入口。入口气体流速为110m/s,入口气体温度为720K, 出口处采用压力出口即进口为大气压力1bar(101300Pa)。 在压力速度耦合中,稳态时,一般采用SIMPLE或SIMPLEC方法。本文中, 压力速度耦合采用SIMPLE算法。在计算之前,还要确定收敛标准,以便计算过 程中在残差图上观察其收敛情况。然后再使用分离的求解器进行求解计算。 4.3.2流场分析结果 本文中的流场分析主要是考察气道内的温度场分布,为进一步计算缸盖中的 温度场分布提供参考,图4.2和图4.3分别给出了进排气道的温度场分布。从计 算结果可以看出,进排气道中的温度场变化均较小,所以在缸盖温度分析中,可 以考虑对缸盖进排气道的温度边界施加一致的边界条件。 图中所示温度均为绝对温度。

图4.2进气道温度分布

第四章气道流场数值分析

图4.3捧气道温度分布

4.4本章小结
本章简要介绍了计算流体动力学(CI=D)中关于气体运动的控制方程和k—g 湍流模型,并使用CFD商用软件FII,ENT对某大型柴油机的进排气道进行了流 场分析,发现进排气道中流场的温度变化较小,在缸盖温度分析中可以分别在进 排气道中施加一致的边界条件。

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限元分析

第五章气缸系统热机耦合场非线性有限元分析

5.1引言
气缸系统作为柴油机的核心部分,是柴油机中工作条件最为恶劣,工作负荷 最为复杂的区域,气缸系统的工作性能直接影响柴油机的功率、经济性和可靠性, 所以,这就要求在设计和制造过程中,对气缸系统在复杂外载荷下的力学性能进 行分析,例如计算气缸在各种不同工况下的应力分布状况,以尽可能保证各个部 件都在安全范围内使用,同时也为进一步地进行实验分析提供参考依据。

气缸系统由多个部件组成,各个部件之间存在相互,这种复杂的边界条件需
通过接触分析才能实现。此外,气缸系统在工作状态下受到高温、高压和预紧力 的共同作用,在分析中要同时考虑这些载荷对气缸系统的影响,需通过热一机耦 合分析才能实现,而热一机耦合分析所需的温度载荷要通过热传导分析得到,因 此,对气缸系统的有限元分析,首先要根据各部件的装配关系进行接触分析,然 后根据CFD分析结果和已有的实验结果与参考资料确定热传导分析的边界条件, 得到缸盖和缸套等主要受热部件的温度分布,再引入温度载荷对主要受热部件的 影响,并计算在不同载荷组合作用下气缸系统的应力及变形,便得到各个工况的 分析结果。

5.2缸盖和缸套热传导数值模拟
柴油机作为一种热能动力机械,它的运转离不开“热”的传递,这种热的传 递在很大程度上主宰着内燃机的经济性、可靠性及其它各项重要技术经济指标。 在柴油机的研制过程中,经过一定的调整实验后,性能指标一般是比较容易达到 设计要求的,可是它的使用寿命和工作可靠性要达到预期目标并不容易,其中不 乏热负荷方面的闯题。特别是在要求内燃机高功率、高效率、高寿命的今天,不 断提高柴油机的单位体积功率和单位质量功率成为现代柴油机技术发展的必然 趋势,这就意味着柴油机单位时间内释放的热量增加,也就意味着热负荷的增加。 要对柴油机的热负荷进行研究,就首先要对柴油机进行热传导分析。

第五章气缸系统热一机藕合场非线性有限元分析

5.2.1计算模型 由于缸盖和缸套是构成燃烧室的部件,直接与高温、高压的燃气接触,还受 到冷却水腔中冷却液的冷却作用,是受到的热负荷作用最高也是最为复杂的区域 之一。因此,文本中的温度分析只考虑缸盏和缸套这两个部件。 缸盖的三维模型在做出一定程度简化的基础上,使用EDS公司的CAD软件 Unigraphics建立;网格模型则是利用建立的CAD模型,根据各个部件的几何复 杂程度,通过自动划分和手动控制相结合的方法得到,见图3.9和图3.10所示。 5。2.2边界条件 1).缸盖 如前所述,内燃机受热零件的边界条件一般分为三类,但常用的是第三类边 界条件。由于柴油机缸内工作情况十分复杂,柴油机缸盖处于高温高压等复杂的 工况下工作,实际的热边界条件受到很多内外界因素的影响,是无法精确求出的。 因此采用已有参考文献的经验数值以及同类机型的已有实验结果进行计算。各表 面的热边界条件如下: ①自由表面:气缸盖的自由表面直接暴露于大气环境中,这类表面的特点 是它们与周围环境的换热极为微弱,因此换热系数不大,在本文的计算中取a

I=50.o×l旷-/(耐.℃),环境温度取20℃; ②进气道表面:根据相关文献,此换热系数数值通常在12.5.5.o×lO.3 Wl(mm2?℃)
之间。这里取|a=3489×10.e W/(mm2?℃x根据CFO计算结果可知,进气道中的气体温 度变化很小,故介质温度取50℃; ③捧气道表面:根据CFD计算结果,排气道环境温度在450℃左右。考虑 到换热系数受众多因素的影响,与迸气道相比环境温度要高的多,环境温度与壁 面温度的差值也很大,因此换热系数比进气道高,有文献推荐此处换热系数在

0.5-1?0×10-3吖(砌2。℃)之间,经多次试算后确定换热系数取n--814.1×io-6Ⅳ劬。.℃).
环境温度取443℃;

④水腔表面:在气缸盖的换热过程中,起着很大的作用,冷却水在不断的流
动,通过壁面带走了大量的热量,因此有较高的换热系数值。由于这类表面的面 积大,且几乎分布到缸盖的各个部分,其换热系数值对气缸盖大部分区域的计算
40

第五章气缸系统热.机耦台场非线性自限元分析

在本研究工作中,仅将燃烧室中心部分对应的背面区域单独划出,因为这一部分

温差较大,经试算换热系数取矧a=3837.9X 10-6 w/(m2?℃),水腔其余部分,换热系数
取为f=2907.5Xio-6∥(耐‘℃),环境温度,即定为冷却水的温度75"C。 ⑤燃烧室表面:由于发动机工作过程中燃烧室中发生换气燃烧等复杂过程, 加之气缸盖结构复杂,使这一边界的环境温度和换热系数情况极为复杂,且随时 间不断变化。本文中采用等效温度,即首先根据示功图,计算出每一瞬时的温度 Tg,然后用艾歇伯格Eichelberg公式算出瞬时换热系数Ⅱg,是得到平均放热系

吣孑芋一c铡魄一警澎一一缆
反复对各参数进行局部修正及计算,得到与工程经验基本相符的计算结果。 ∞.缸套 柴油机工作过程中,在活塞处于上死点时,燃气温度最高,压力最大,相应 降,相应地热负荷也下降,因而,缸套最高温度都位于上缘内侧圆角处。根据以
表5.1温度场边界值

区域
I Ⅱ

热交换系数(W/ram2?℃) 46.5X10r6
1046.7X 930.4X

边界温度(℃)
600 600

10r6 10r6






300 200
40 75 100

814.1×10r6
697.8X

1矿




116.3X 10r6 2907.5X 10r6




1163X10r6 1337.45X10r6

600

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

图5.1缸套温度边界区域圈

5.2.3材料属性 缸盖的材料通常为铸铁,为提高强度和热稳定性,往往在其中加入铬、镍、 钼等合金元素。缸套通常由耐磨耐热的合金铸铁制造。温度计算中所需的缸盖和 缸套热物理属性如下表所示。
表5.2材料热物理属性


缸盖 缸套

导热系数

密度
(N/Ban3)
7.55E.5

比热 (J小?K)
4.戤;4 4.8E4

(W/mm?℃)
o.n58 o.n58

"泓

5.2.4热传导计算结果
计算结果可以看出,计算结果在关键部位很好的符合了已知的温度条件,而 且在整个分布规律上也较好的符合了工程经验。缸盖底板火力面上温度较高,最 高温度出现在捧气道一侧鼻梁区;缸盖的整体温度分布也呈现排气道一侧较高。
42

第五章气缸系统热.机藕合场非线性有限无分析

图5.3缸盖温度分布图.1

图5.4缸盖温度分布图艺

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

图55缸套温度分布图

5.3柴油机气缸系统应力及变形数值模拟
早在上世纪80年代初期,我国的学者便开始将有限元分析应用于柴油机结 构分析之中,而在国外这方面的应用则更早。但是由于计算机容量的限制,有限 元分析软件的发展还不够成熟,网格生成技术也相对滞后,早期的有限元分析大 都对计算模型做了大量的简化。例如,通过等效截面法求得各单元的当量厚度, 将连杆简化为平面问题计算;根据各部件的对称性,将活塞、缸套和缸盖简化为 轴对称的二维模型进行计算。现在,随着计算机和cAE分析技术的不断发展,现 有的计算机硬件和软件所能处理的计算规模日益增大,对柴油机零部件的三维有 限元分析研究也已越来越多,在科研工作和实际工程中均得到了肯定,但是,这 些目前的工作大多局限于对柴油机单个零部件的分析计算,对考虑柴油机整体装 配关系的分析工作还开展地较少,本章中的分析工作考虑气缸系统中缸盖、缸套、 垫片、水套和机体螺栓等部件之间的装配关系,对柴油机气缸系统进行三维非线

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

性有限元分析。 柴油机气缸系统是柴油机工作工程中所受载荷最为复杂和恶劣的区域,在实 际工作状态下,气缸同时受到螺栓预紧力、熟负荷和爆发压力作用,所以在热机 耦合工况中,要考虑以上所有外载荷因素的影响,模拟气缸实际工作状态,以反 映气缸各个部件在实际工作状态下的应力场及变形状况。此外,为考察不同的外

载荷对各个部件应力场和变形状况的影响,本章中根据不同的外载荷组合,分别
计算了预紧力工况、机械载荷工况、热应力工况和热一机耦合工况四种不同的工 况进行比较。 5.3.1计算模型 热一机耦合分析所涉及的计算模型,考虑了缸盖、缸套、垫片、水套和机体 螺栓等零部件之间的装配关系,考虑各个零部件之间的接触关系,通过螺栓预紧 力作用将这些零部件装配为一个整体进行分析。详细的网格模型描述见第二章。 5.3.2边界条件 在求解有限元方程组时,只有引入位移边界条件,将它作为约束条件,约束 住刚体位移,以消除总体刚度阵的奇异性,问题方可以求解。根据St.Vcnant原 理,离约束越远的地方受其影响就越小直至可忽略不计,所以引入边界条件的原 则是既要能保证消除刚体位移,又要不使解失真。 本章热一机耦合分析中的位移边界条件包括根据实际情况在机体两侧施加的 固定约束,以及为消除螺栓预紧力施加过程中,在螺栓截断面上产生刚体位移施 加的面内约束;力边界条件包括螺栓预紧力和燃气爆发压力;熟负荷主要是前面 计算得到的温度场分布. 1l螺栓预紧力 螺栓预紧力的施加采用Maze提供的TYING功能实现。基本思想是将螺栓 的有限元网格用一个与螺栓杆垂直的平面打断,分成相邻的两部分。两截断面上 有重合的节点。两截面上的节点均与—特殊节点通过多点约束连接,称之为控制 节点。通过在控制结点上施加作用力,使螺栓的两部分的截面上产生大小相同, 方向相反的力,达到螺栓预紧的效果.
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第五章气缸系统热一机耦台场非线性有限元分析

截断面上的重合节点建立连接时,分为曩cd节点,和First rctaineA节点。 在控制节点上施加预紧力时,截断面上为面cd节点的面上受大小相同,方向与 控制节点上的力方向相反的预紧力作用;截断面上为First retained节点的面受大 小、方向均与控制节点上的力相同的预紧力。

图5.6螺栓预紧力施加原理

根据第七一一研究所提供的参考数据,螺栓预紧力旋加后将在螺栓杆身上产 生约600MPa的应力,再考虑到螺栓的截面积,并经反复调试,最后确定螺栓预 紧力大小为8.0X 10N。根据前面所述的螺栓预紧力旌加方法,在四根螺栓上部 各建立一控制节点,通过一个与螺栓杆垂直的平面将螺栓打断后,将各个控制节 点与各自螺栓截断面上的节点通过Tying功能相连,并在控制节点上施加方向沿 Z轴正向,大小为8.0X1d5N的预紧力。 由于螺栓截断面处可能因为截断面上的节点并非对称分布,而在施加预紧力 后使得作用在各个节点上的力在截断面内合力不为零,从而使截断面处出现刚体 位移,所以为防止因面内合力不为零而引起的螺栓面内位移,在螺栓截断面处约 束】【1『两个方向的位移。

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

圈5.7螺栓预紧力示意图

圈5.8螺栓约柬

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

∞.爆发压力 柴油机在工作过程中,在压缩冲程结束的上止点位置承受最高燃气爆发压 力,在缸盖底板火力面和缸套内壁的上部施加爆发压力14.5MPa。由于本文在建 模过程中没有考虑气阀,而气阀上所受的爆发压力是不可忽略的,因此,在计算 中需计算出气阀上所受爆发压力的大小,并等效作用到气阀座上。

图5.9缸盏工作时承受的爆发压力

图5.10缸套工作时承受的爆发压力

48

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限元分析

31.热负荷

柴油机在热负荷的作用下往往会产生故障,例如某些部件由于温度过高而失 去工作能力或部件因疲劳而破坏,而能够衡量柴油机热负荷尺度的依据,是柴油 机具体部件特定部位的温度值和决定部件热应力和热变形的部件上的温度分布 ——温度场。缸盖和缸套都是直接承受燃气热负荷的部件,导入温度分析得到的 其温度场分布,便可计算其热应力分布。 舢.位移约束 根据实际情况,在机体平行于X轴的两边施加固定约束,以消除系统的刚体 位移.

图5.11机体约束

5.3.3材料属性 缸盖的材料通常为铸铁,为提高强度和热稳定性,往往在其中加入铬、镍、 铝等合金元素。缸套通常由耐磨耐热的合金铸铁制造。水套材料也为合金铸铁. 机体材料为球墨铸铁。垫片和螺栓材料均为钢。热.机耦合分析中所涉及的各零 部件的材料属性如下表所示。

第五章气缸系统熟.机耦合场非线性有限元分析

表S.3各部件材料属性

\\属 杉、、\壁
缸盖
缸套 垫片

弹性模量
(GPa) 130
130

泊松比
(1) 0.3 03 o.3 03 0.3 o.3

密度 (N/ram3)
7.55B.5 了558.s

线膨胀系数 (1,℃)
1.OB_5

群\

1.唧
1.3B_5

206 130 206

7.衢E.5
7j5l-5

水套 螺栓 机体

7.邪B.5
755E-5

1.喇 1.脚
1.0B-5

173

5.3.4接触关系

对于接触问题的处理,第一步是进行接触体(CONTACTBODY)的初始定义。 在接触体的初始定义时,如果仅仅简单地把整个物理上的变形体都定义为接触 体,软件将默认变形体中的每个节点都有可能与其它节点接触。而在接触计算中, 要对接触体进行一系列的逻辑判断,包括判定接触体是否进入接触状态,是否发 生分离或者穿透,以更新刚度矩阵。这个判断过程所消耗的计算资源是巨大的, 如果简单的将整个物理上的变形体定义为接触体,在计算过程中就要对所有的节 点进行这样的逻辑判断,会大大增加计算时间,而这却是毫无用处的。所以计算 中能否合理地定义接触体,对计算能否顺利高效地进行十分重要。这就要求在对 变形体进行接触体定义时要合理地选择,排除那些不会接触的节点,既要保证所 有接触区域的单元都进行了定义,又要使接触体中包含的单元尽可能地少,以减 少接触单元数量。 在完成了接触体的初始定义后,可以通过接触表对接触体的接触关系进行近 一步地定义。在默认情况下,每个节点可以与其他接触体以及该节点所属的接触 体产生接触。也就是说,接触探测对某一接触体与之产生接触以及不产生接触的 接触体都会进行,还允许做自身接触探测。如果预先能对接触体之间的接触关系 做出判断,为减少对那些不可能发生的接触的探测,用接触表(CONTACTTABLE) 来指明某一接触体将可能与另外的接触体或者自身接触,以减少计算时间。 在完成对接触体和接触表的定义后,需要对接触探测和摩擦模型中的相关参

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限元分析

数进行设置。 在理论上,节点恰好位于某个接触段/片上时即认为发生接触,但是数值计 算接触过程中,要精确描述节点恰好在一个接触段,片是十分困难的。因此,需 要设接触容限来解决这个问题。如果某一节点的空间位置位于接触距离容限之 内,就被当作与接触段,片接触。在Marc软件中确定了接触距离容限的默认值。 对实体单元,它是系统最小单元尺寸的1/20,对壳体单元,它是最小单元厚度的 1/2。在大多数情况下,采用默认的接触距离容限定义就足以解决接触问题.在 特殊情况下,用户可以重新定义自己确定的接触距离容限。在本章的计算中,接 触距离容限均采用默认值. 摩擦是十分复杂的物理现象,与接触表面的硬度、湿度、法向应力和相对滑 动速度等特性相关.Marc中采用了3种简化的理想模型来对摩擦进行数值模拟, 包括滑动库仑摩擦模型、剪切摩擦模型和粘.滑摩擦模型。在本章的计算中,采 用滑动库仑摩擦模型,摩擦系数取0.15.

图5.12气缸系统接触关系.1

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

图5.13气缸系统接触关系-2

5.3.5计算结果与分析 为考察不同外载荷对气缸系统应力场和变形状况的影响,本章共计算了四个 工况。预紧力工况只考虑螺栓预紧力的作用;机械载荷工况则在预紧力工况的基 础上考虑爆发压力的作用;热应力工况在预紧力工况的基础上考虑温度场的影 响;热一机耦合工况则考虑所有的外载荷——螺栓预紧力、爆发压力和温度场的 共同作用。 1).缸盖分析结果

对于四种不同的工况,缸盖上的最大v∞Mises应力均出现在缸盖与螺栓接
触处,因为此处的应力最要受大螺栓预紧力的影响,而螺栓预紧力不变,故应力 值相差很小,在预紧力工况、机械载荷工况、热应力工况和热一机耦合工况,缸 盖与螺栓接触处的最大von Misee应力分别为440.9MPa、440.8MPa、445.IMPa、
444.6MPa。

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限元分析

由于缸盖材料为铸铁,铸铁的抗压性能较好但抗拉性能较差,并且一般铸铁 材料大都是由于受到拉应力作用而破坏,所以在分析中重点考察了缸盖的最大主 应力分布。因为预紧力工况与机械载荷工况、热应力工况与热一机耦合工况应力 的分布状况比较类似,文中仅给出了预紧力工况和熟一机耦合工况的缸盖最大主 应力分布,如图5.14和图5.”所示。预紧力工况中,最大主应力位于缸盖上部, 最大值为72.81VlPa;热一机耦合工况中,由于产生热应力,且缸盖底部的热应力 较大,最大主应力位于缸盖下部捧气到倒圆角处,最大值为166.7MPa,满足安 全要求。

图5.14预紧力工况最大主应力

图5.15热一机耦合工况最大主应力

缸盖底板的圆槽直接与垫片接触传力,预紧力工况和机械载荷工况的yon Mises应力云图中接触区域的应力明显高于其它部分,接触区的VOII Mises应力 值见图5.17所示;缸盖底部火力面是缸盖温度最高的区域,熟应力工况和热一机 耦合工况中,温度场对底板的应力分布有显著影响,火力面上的最大VOrl
Mises

应力出现在鼻梁处,分别为301MPa和3173MPa。四种工况下缸盖底板的vorl Mises应力分布云图见图5.16所示.

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

预紧力工况

机械载荷工况

热应力工况

热一机耦合工况

图5.16缸盖底板yon Mises应力分布

图5.17显示了四种工况下,缸盖底部与垫片接触区域的von Mises应力变 化曲线。图中横坐标为角度,其中心点在缸盖火力面的圆心处,角度的起始位置 和方向见图5.16预紧力工况中箭头所示。 从应力的变化趋势来看,预紧力工况和机械载荷工况中接触区的von
Mises

应力变化曲线的趋势几乎一致。由于机械载荷工况在预紧力工况的基础上考虑了 爆发压力的影响,而爆发压力的方向沿Z轴正向,削弱了缸盖与垫片之间的接触 作用,使得机械载荷工况下接触区的yon Mises应力要略小于预紧力工况,其差 值约等于爆发压力的数值。而热一机耦合工况在热应力工况的基础上考虑了爆发 压力的影响,因此热应力工况和热一机耦合工况也有类似的变化趋势。 从总体来看,四种工况下yon Mises应力的变化趋势基本一致,但在考虑了 温度场影响的热应力工况和热一机耦合工况中,由于材料热膨胀使部件间的接触 更为紧密,所以接触区的对外载荷的响应更为明显,即应力变化更为显著。此外, 由于相应45。,135。,225。和315。的区域相对靠近螺栓,受螺栓预紧力影响

第五章气缸系统热-机耦合场非线性有限元分析

较大,应力在这四个角度时变化更加明显。

圈5.17缸盖与垫片接触区域yon Mises应力比较

2).垫片分析结果 垫片材料为特种钢,因此垫片强度以yon Mises应力作为判断依据。和前面 所述的缸盖底板的VOrl Mises应力较为类似,预紧力工况和机械载荷工况的应力 分布基本类似,而热应力工况和热一机耦合工况的应力分布基本类似,因而这里 仅给出预紧力工况和热机耦合工况的应力分布。

预紧力工况

热机耦合工况

图5.18垫片yon Mises应力分布

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限兀分析

前面所给出的缸盖底板应力分布是仰视图方向,相应的接触区域的应力变化 曲线也是根据仰视图中所示的箭头所指方向得到,而垫片与缸盖接触一侧的应力 分布为俯视图方向,为保持一致,相应的角度起始位置和方向如图5.18所示, 四种工况的最大V00 Mists应力分别为185.TMPa、169.1MPa、359.9MPa、 344.8MPa,均满足垫片的安全性要求。 对于预紧力工况和机械载荷工况,垫片的yon gises应力变化趋势一致,并 且在一周内变化较小,应力分布比较均匀。而热应力工况和热一机耦合工况,von gises应力的变化明显受到温度影响,0。~180。区域是进气道一侧,缸盖温度 相对较低,相应的缸盖热膨胀较小,垫片应力相对较小,但是在90。附近区域 受到温度相对较高的缸盖火力面影响,该区域在缸盖进气道一侧是温度相对较高 的,因而垫片应力在90。附近相对较大;180。~360。区域是捧气道一侧,缸 盖温度要高于进气道一侧,相应的缸盖热膨胀较大,垫片应力相对较大。

图5.19垫片与缸盖接触一侧YOll 14ises应力分布

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

垫片在缸盖和缸套之间主要起到密封的作用,为考察垫片的密封性,图5.20 中给出了四种工况中缸盖底板凹槽和垫片与缸盖接触一侧的Z向位移比较。图中 横坐标为角度,其相应的角度起始位置和方向如图5.18所示。从图中的比较可 以看出,垫片上有个别节点处位移产生突变,检查模型后认为是由于网格质量的 缘故而发生穿透,但是整体上缸盖与垫片的z向位移基本吻合,说明密封能够等 到保证。

图5.20缸盖底板凹槽与垫片的Z向位移一l

图5.21缸盖底板凹槽与垫片的z向位移-2
57

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

3).缸套分析结果 四种工况下缸套yon Mises应力的最大值分别为165.4MPa、169.8MPa、 197.IMPa和203.3MPa。 缸套与其它零部件的接触传力主要在缸套顶部,而且缸套上的最高温度也产 生在顶部,所以图5.22给出了预紧力工况和热一机耦合工况缸套YOn Mises应力 分布的俯视图,可以看到,缸套yon Mises应力的最大值都集中在顶部与垫片接 触的区域,在热一机耦合工况中,凸肩外侧的接触区域应力值也较大。

预紧力工况

热一机耦合工况
圈5.22缸套VOn Mises应力分布

由于缸套材料为铸铁,其强度主要由拉应力控制,因而缸套的最大主应力也 是设计中所关心的。在四种工况中,缸套最大主应力的最大值均产生在顶部凸肩 外侧,最大值分别为17.8MPa、钙.5MPa、89.OlVlPa和126.9MPa。

预紧力工况 图5.23缸套最大主应力分布


热一机耦合工况

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限7L分析

由于缸套和活塞(活塞环)是内燃机运行过程中最重要的摩擦副之一。缸套 在螺栓预紧力和周期性气缸燃烧压力的作用下产生的应力和变形将极大地影响 柴油机的工作性能。缸套内孔的几何形状精度的超差,会造成活塞环一气缸套摩 擦副在工作过程中润滑不良,使得活塞环过度磨损,从而使活塞环的密封性能下 降,进一步影响到柴油机的各种性能。因此缸套应具有足够的刚度和强度,保证 工作时不致产生过大的变形,以减轻活塞环的磨损,同时保证对燃气、冷却水的 可靠密封.以下给出了不同工况中缸套在三个截面上的径向位移比较。


图5.24截面位置示意图

与前面的部件一样,相应截面的径向位移变化曲线也是以角度为横坐标,相 应的角度起始位置和方向如图5.22所示。 由截面1的径向位移比较可以看出,在四种工况下,缸套的变形趋势一致, 变形呈现一定的椭圆形。此外,考虑到截面1位于缸套顶部,是缸套上温度最高 的区域,温度对截面1径向位移的影响要大于爆发压力,热应力工况和热.机耦 合工况中缸套的径向位移相对来说要远大于预紧力工况和机械载荷工况。 与截面1类似,截面2的径向位移在四种工况下趋势一致,但位移在数值上 相对较小,一方面是由于截面2的Z向应力相对较小,使得泊松比产生的径向

位移相对较小,另一方面是由于截面2的温度相对较低,热膨胀较小而径向位移
较小。 对于截面3,由于温度进一步降低,使得温度对径向位移的影响减小,出现 了部分位置热应力工况的径向位移小于机械载荷工况的情况.

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

图5.25截面1径向位移比较

图5.26截面2径向位移比较

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分析

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角度,Degree

圈5.27截面3径向位移比较

4).水套分析结果 不断提高强化程度是现代内燃机发展的趋势,,而强化程度的提高同时也带 来了受热零部件的热负荷的增加。对于增强程度较高的柴油机,在缸套外增加冷 却水套,与缸套一起构成冷却水腔,通过循环冷却系统降低缸套的热负荷。 在本文的模型中,水套在缸套和机体之间,螺栓预紧力通过机体传递给水套, 再由水套传递给缸套,然后传递到垫片和缸盖,将所有零部件装配为一整体. 与前面的几个部件一样,水套的应力分布也是预紧力工况和机械载荷工况相 类似,而热应力工况和热一机耦合工况相类似。图5.28和图5.29分别给出了预紧 力工况和热一机耦合工况水套的von Mises应力分布。由图5.28可以看到,在预 紧力工况中,水套的最大rOll Mises应力产生在水套与机体的接触区域,数值为 111.1lVlPa,在水套与缸套的接触区域,也有较大的应力产生;由图5.29可以看 到,在热一机耦合工况中,水套的最大voll Mises应力产生在水套与缸套的接触 区域数值为203.3MPa。对于机械载荷工况和热应力工况,水套的最大VOll Mises 应力分别为120.6MPa和181.1MPa。
61

第五章气缸系统热.机耦合场非线性有限元分折

图5.28预紧力工况水套咖^越s∞应力分布

图5.29热.机耦合工况水套啪Mis%应力分布

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限元分析

表5.4水套von Mises应力和最大主应力最大值
von

Mises应力

最大主应力


预紧力工况 机械载荷工况 热应力工况 熟一机耦合工况
89.4 120.6 181.1 2033


39.8 29.1 67.7 89.4

由于水套的材料也是铸铁,其抗拉性能是分析中较为关心的,上表列出了水 套yon Mises应力和最大主应力的最大值,从应力值来看该部件的安全性能够得 到保证。

5).机体螺栓分析结果 根据实际工程需要,本文中柴油机气缸系统螺栓上的应力需在600MPa左 右,据此,在螺栓截断面施加了8.0X 105N的预紧力。由计算结果来看,螺栓截 断面附近的节点,由于受到)【jf向的约束,其von Mises应力相对较小,约在 400MPa左右,由图5.30可以看出,螺栓杆身的应力基本均保持在560-570MPa 左右,能够满足实际要求。 在四种不同工况中,螺栓上的yon Mises应力分布较为类似,应力在数值上 的差别也较小,螺栓上的最大yon kiises数值分别为589.9MPa、590.3MPa、 592.5MPa和592.9MPa。 对于机体与水套的接触区域,虽然在四种工况中应力在数值上有较大的变 化,但是接触区域应力分布较均匀,能够很好地传递预紧力的作用。

第五章气缸系统热.机耦台场非线性有限兀分析

图5.30热.机耦合工况机体螺栓VOn Mises应力分布

5.4本章小结
本章首先通过对缸盖和缸套的温度场的数值模拟,得到热应力分析所需的热 载荷。然后根据不同的外载荷组合,计算了不同工况下柴油机气缸系统的应力场 及变形情况。对于缸盖,根据其最大主应力的计算结果来看,其安全性能够得到 保证,但是从v∞Miscc应力的计算结果来看,在缸盖火力面的鼻粱区域由于热 载荷而产生较高的YOn IVlisee应力,在迸一步的实验验证中需要重点考察该区域 的温度场和应力场;垫片的分析结果表明垫片的应力值均小于材料的许用应力, 垫片的密封性能也能得到较好的保证,爆发压力在一定程度上能够降低垫片上的 应力值,而热载荷会显著增大垫片的应力值并改变垫片的应力分布;而缸套的
VOfl

Misee应力和最大主应力也都满足安全性要求,但是缸套的变形在考虑热载

荷的影响后有显著地增大,同样需要通过实验来验证,由此可见热载荷对缸套的 变形也是最大的影响因素;对于水套和机体螺栓,主要考察了其VOn Mis∞应力 和最大主应力分布,同样也是由于热载荷的影响会有较大的变化,但是基本均满 足安全要求。本章的计算对下一步的实验分析具有很大的参考价值。

第六章本文总结与展望

第六章本文总结与展望

8.1本文总结
本文使用数值仿真方法,对某大型柴油机气缸系统进行了流场分析和热一机 耦合分析,下面将本文的主要工作和结果总结如下: 1).根据第七一一研究所提供的气缸系统各零部件图纸,建立了气缸系统的 三维实体模型,包括缸盖、缸套、垫片、水套、机体和螺栓,并保留了流体分析 所需的气道内腔模型。缸盖部分的几何模型十分复杂,在建立三维实体模型时将 其分为进气道、捧气道和外壳三个部分,在分别建立各部分模型后,再将其合并 得到缸盖模型。然后,对已有三维实体模型进行了网格划分。对于几何形状较为 简单豹帮件,均采用六面体厨格进行网格划分;对于几何形状复杂的缸盖,进行 了自动划分,在网格划分时对于接触区域的网格进行了手工控制。而流体域的网 格则是在进行了几何清理后,对其进行了自动划分。 ∞.在已有流体域网格的基础上,在确定气道流场分析的边界条件后,计算 得到了进排气道中的温度场分布。然后在此基础上,结合已有的经验公式,确定 了缸盖和缸套热传导分析所需的第三类边界条件,计算得到了缸盖和缸套的温度 场分布结果。 孔将分析得到的缸盖和缸套的温度场分布结果作为温度载荷,再考虑螺栓

预紧力和燃气爆发压力的作用,考虑不同的载荷组合,本文计算了四种工况一
预紧力工况、机械载荷工况、熟应力工况和热一机耦合工况,对气缸系统各个零 部件在不同工况下的应力场和变形状况进行了比较和分析。 对于缸盖,在四种工况下,其最大主应力的均小于许用值,但是在考虑了热 载荷的影响后,在缸盖火力面的鼻梁区域由于热载荷而产生较高的von Mis∞应 力,在进一步的实验验证中需要重点考察该区域的温度场和应力场;垫片材料为 钢,分析主要考察了其von Mis∞应力,计算结果表明垫片的von Mis∞应力值 均小于材料的许用应力;缸套的VOll M/see应力和最大主应力也都满足安全性要 求,在考虑了温度载荷后,缸套的变形较大,同样也需在实验中进一步考察;于 水套和机体螺栓,主要考察了其von^缸s∞应力和最大主应力分布,在不同工况

第六章本文总结与展望

中其应力也有相应的变化,但是基本均满足安全要求。 总体来说,在预紧力工况和机械载荷工况中,气缸系统各零部件的应力及变 形都满足许用值的要求,在考虑了温度载荷的热应力工况和热一机耦合工况中, 一些部件的安全系数较低,因而在进一步的实验研究中,对温度场和热应力应重 点考察。

6.2研究展望 数值分析早已成为发动枧研发领域不可或缺的设计工具,但是应该知道,实
验研究仍是发动机研发研究中最为重要的部分,所有的数值分析结果都应该通过 实验来验证,只有这样,才能了解数值仿真分析取得了什么样的实际效果.所以 对本文的数值分析结果需要通过进一步的台架实验予以验证,并为数值仿真分析 提供更加可靠的边界条件。

致谢

两年半的研究生学习匆匆而过,转眼即将离开这个熟悉的环境.学校的生活是 简单,充实而难忘的.回首两年半的学习时光,首先要感谢我的导师贺鹏飞教授和 郑百椿副教授,论文是在两位导师的悉心指导和亲切关怀下完成的.导师严谨的治 学态度。渊博的专业知识和勇于开拓,隶真务实的工作作风将使我终身受益.在两 年半的学习生涯中,导师不仅在学业上而且在生活上给予了无徽不至的关怀,并且 给我提供了很多锻炼的机会,使我基本具备了独立思考、工作和协调的能力,为今 后步入社会奠定了基础.在此谨向思师表示崇高的敬意和衷心的感谢. 其次要感谢第七一一研究所的吴泓工程师,在三维实体建模和分析计算过程中, 始终得到了吴泓工程师的大力帮助,不仅提供了完整的资料和结构图纸,还对许多 专业问题进行了耐心的解答,在此也向吴泓工程师表示衷心的感谢. 感谢课题组的师兄李京剑博士、张士元博士.贾安珏硕士,师姐王东方博士、 张伟伟硕士、潘琼瑶硕士给予我的帮助,在他们无私的帮助下我得以很快地学习知 识,解决问题,正是他们长时闻以来的积累,才使得我们现在的工作能够站在一个 较高的起点上,在此也对他们表示深深的感谢. 感谢课题组的武秀根博士、韩同伟博士、杨青硕士,褚春勤硕士,凌云硕士. 罗登科硬士,张吉占硬士和徐春雨硕士.研究生阶段这些快乐时光高不开和大家的和 睦相处,正是大家共同营造了和谐、快乐的工作氛围,才使得论文能够顺利的完成. 感谢多年来默默关心和支持我完成学业的家人,是他们的鼓励和支持才使得我 走到今天. 还有很多共同成长和同甘共苦的同学和朋友们,在大家的相互鼓励和支持中我 们共同走过了这令人难忘的两年半学习时光,谢谢大家.

翟承玮

2007年3月

特别鸣谢

特别鸣谢

文本是在中船重工第七一一研究所、林阳技术和同济大学应用力学研究所的大 力支持下才得以顺利完成,第七一一研究所提供了详尽的图纸和技术参数,林阳技 术提供了优越的计算条件,应用力学研究所的老师和同学在应用软件的学习中给予 了大量的指导和帮助,在此,向中船重工第七一一研究所,林阳技术和同济大学应 用力学研究所表示衷心的感谢!

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大型柴油机气缸系统流场/热-机耦合场非线性三维有限元分 析
作者: 学位授予单位: 瞿承玮 同济大学航空航天与力学学院

本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Thesis_Y1175874.aspx


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