发动机机体的温度场分析.doc

发动机机体的温度场分析【摘要】利用CATIA建立发动机机体模型，将简化后的机体三维模型导入Hypermesh，得到有限元模型。将机体的温度场作为稳定温度场处理，利用AVL-Boost模拟出缸内气体的温度和换热系数，分段确定气缸壁的温度边界条件，根据已有经验公式求出缸体外壁、曲轴箱内壁以及机体与连接件间的温度边界条件，同时根据经验估算水套内的换热系数和温度，将这些温度边界条件施加到机体的表面上。最后，应用有限元软件MSC.MARC对机体进行温度场分析，得到了机体的温度场分布。【关键词】机体，换热系数，温度场，边界条件，有限元Thermal Field Analysis of the Engine Cylinder BlockAbstract: In order to obtain the thermal field of the cylinder block, a 3D model created in CATIA was simplified before put into Hypermesh to get the FEA model. Then the thermal and heat exchange condition were calculated through operation process modeling based on AVL-Boost. Taking the thermal distribution as steady one and dividing the thermal condition of cylinder wall into parts, the overall thermal boundary conditions, including the outboard cylinder wall, crankcase inner wall and the one between cylinder and linker were presented, according to the experimental formulas. Meanwhile, the exchange coefficient and temperature distribution were given aiming at adding them to the surface of cylinder block. In the end, the total thermal distribution of cylinder block was finished by means of applying the MSC.MARC to analyze the thermal field.Key words: Cylinder Block, Heat Exchange Coefficient, Thermal Field, Boundary Condition, FEA1 引言近年来，随着计算机技术的迅速发展，特别是有限元方法和分析软件的日益成熟，在发动机研制开发工作中对零件进行有限元分析己成为辅助设计的重要手段。发动机内，燃料的燃烧使发动机燃烧室周围的零部件都受到加热，使其工作温度升高。承受高温负荷的这些零件，有可能产生蠕变、热疲劳等热故障，妨碍发动机长期可靠的工作，或者成为进一步提高发动机性能指标的障碍。特别是对那些强化度高的发动机来说，热负荷、热强度问题，已经成为能否研制成功或能否正常可靠运行的关键问题之一。零部件的热强度，取决于它所承受的热负荷的高低及承受这种热负荷的能力。前者主要取决于该零部件的温度水平及温度分布；后者则主要与零部件所选用的材料特性有关。温度水平相对于温度分布可以认为是客观不可变因素，因此对受热零部件进行温度场研究具有实际意义。本文用有限元软件MSC.MARC模拟机体的温度场分布，对改进机体设计、提高内燃机的性能与可靠性具有重要的意义。2 有限元模型的建立本文的分析对象机体源于某汽油机。该机为一款直列四缸四冲程汽油机，排量为0.997L，气缸直径69mm，活塞行程66.5mm，压缩比10:1，发火顺序为1-3-4-2，发火间隔角为，最大功率52kW，最大功率时的转速6000rpm。本文在6000rpm的工况下进行分析。首先建立机体的三维实体模型。采用大型CAD软件CATIA来建立完整的机体模型。建好的机体三维实体模型如图1所示。图1 发动机机体三维几何模型由图1可以看出，发动机机体的结构非常复杂，建立有限元模型时，必须根据有限元分析的需要对机体进行必要的简化。简化时，根据分析需要，考虑一些起主导作用的因素来建立机体的简化模型。实体模型的简化主要包括以下几个方面：（1）忽略了一些局部结构。综合考虑机体结构的特点和计算机的计算能力，可以对安装机体附件用的凸台、小的螺栓孔、油道、油孔等对整体特性影响较小的局部结构予以忽略。（2）简化局部结构的一些细节。如忽略缸体上的一些铸造圆角，但对机体内部横隔板上的局部加强筋、凹槽等以及结构结合处的圆角、倒角等细节不能简化，这些细小的结构对于应力的分布影响比较大，这些局部结构细节一定要考虑。（3）螺栓孔的处理。在实际工作中由于装上螺栓后局部刚度得以加强，所以在机体变形、应力分析的时候可以忽略较小的孔型结构，保留的螺栓孔采用圆孔进行替代，如缸盖螺栓孔。（4）对每个部分又根据其形状特点进行少量简化，以方便划分有限元网格。将简化后的机体三维模型以IGS的格式导入Hypermesh，手动划分网格。为了提高计算效率，采用三维四节点四面体进行划分网格，得到的有限元模型如图2所示。划分好的有限元模型的网格数为191492，节点数为58177。图2 机体有限元模型3 温度边界条件进行温度场的计算，合理的给出传热边界条件是保证计算可靠的关键，机体模型内部的温度分布极为复杂，为了使传热边界条件的选取更接近于实际情况，通常通过实测的表面温度来反复修正边界条件1。本文机体的温度边界为第三类边界条件，换热系数和介质温度根据AVL-Boost软件仿真分析和经验公式计算结果估计。确定换热边界条件，主要是确定各边界与燃气、冷却水、冷却油、曲轴箱内油雾以及自由环境之间的换热系数和相应温度。第三类边界条件下传热方程为： （1） （2）对应的泛涵公式为： （3）式中：为导热系数，W/( m2K)；为对流换热系数W/( m2K)；为环境温度； S为机体边界。划分单元的泛函表达为： （4） 总泛函为： （5）泛函取极值的条件为： （6）其中：I1，2，3，NJC为单元与整体边界重合部分，N为节点总数。3.1 缸内气体的换热系数的确定发动机在稳定工况下，燃气对燃烧室内壁的放热系数是随时间和空间变化的，但对于每一个工作循环，是周期性的变化。基于这个事实，可以用式（7）计算在一个循环内燃气向单位燃烧室壁面的换热量，即 （7）式中一个工作循环的周期，s；燃气的瞬时放热系数，,W/( m2K) 燃气的瞬时温度， K 燃气侧燃烧壁的瞬时温度，K式（7）也可以写成 （8）很多试验结果表明，燃气侧燃烧室壁面的温度随时间变化的幅度很小，可以近似作为常数，则式（8）变为 （9）把式（9）与牛顿-黎赫曼换热公式比较得到：燃气的平均放热系数为 （10）燃气的平均结果温度为 （11）定义燃气的平均温度为 （12）上面三式下脚标m是指一个工作循环内的平均值。式（9）则可以写成 （13）式（13）即一个循环内燃气向单位燃烧室壁面换热量的计算公式。但应当指出，燃气的平均结果温度与燃气的平均温度是不一样的，燃气的平均结果温度是在这样的条件下求出的，即在每一个循环时间内，在不定常的换热情况下，每单位表面积所传递的热量等于稳定换热情况下每单位表面积所传递的热量。不难看出，平均结果温度即相当于稳定换热时的气体温度。至于燃气的瞬时放热系数的计算，目前计算公式很多，差异较大，本文利用AVL-Boost软件模拟出瞬时对流换热系数和缸内燃气瞬时温度，如图3所示。缸内气体温度缸内气体换热系数图3 缸内气体温度边界条件3.2 气缸壁换热系数的分布对于行程高度范围内任一位置的缸壁内表面总受热量包含如下 3个部分：燃气以对流、辐射的方式直接传入热量；燃气通过活塞侧面传入热量；活塞与气缸壁摩擦传入热量的部分。发动机缸体内表面稳态传热边界条件下轴向高度上有如下的分布规律1： （14） （15）式中，气缸内壁轴向距气缸顶部的距离，m；发动机工作循环中燃气的平均放热系数，W/( m2K)；发动机工作循环中燃气的平均温度，K。将气缸内壁在高度上划分为10段，每段内的燃气换热系数和平均温度见表1。3.3 缸体外壁、曲轴箱内壁换热系数的的确定发动机缸体外表面与外界空气的换热主要是对流换热，其换热系数为2 （16）式中 缸体周围空气流动的雷诺数；缸体外表的特征尺寸，m；空气的普朗特数；空气的导热系数，W/( m2K)。曲轴箱内表面与箱内空气的换热也主要是对流换热，其换热系数亦用上式进行计算。机体外壁与外界空气直接接触部分的环境温度就是发动机运行时周边空气的温度，换热系数取为空气的自然对流系数，环境温度设为320K，对流换热系数设为60W/(m2K)；曲轴箱内的空气温度要比机体周边的空气温度高，环境温度设为400K，对流换热系数设为200W/(m2K)。3.4 机体与连接件间的换热系数的确定2机体上的连接件有缸盖、油底壳、变速器、支承等，机体与这些连接件之间都有垫片相隔，以起到密封作用，这些垫片的导热系数一般都很低，热阻较大。故本文中机体与这些连接件间的换热系数为 0.550W /(m2K)，定性温度 ，为连接处缸体壁面温度。3.5 机体水套区域换热系数的确定水有很强的对流换热能力，可以达到50006000 W/(m2K)，综合考虑水套形状、内表面的状况、水流的温度和速度等因素，将水套的上游部分初步定为2300W/(m2K)，下游部分初定为2900 W/(m2K)，水套中环境温度上游设为360K，下游设为370K。最后，机体设置好的温度边界条件如表1所示。表1 机体主要部分边界条件Tab.1 Boundary conditions of Cylinder Block边界对应区域第三类边界条件环境温度K对流换热系数W/(m2K)气缸从顶部至底部分为10段126005002205039031620320413602855113026569702507850230879020096501501057080水套上游3602900下游3702300机体外壁32060曲轴箱内壁400200机体与连接件40054 机体温度场分析根据前面建立的有限元模型和确定的边界条件，利用大型有限元软件MSC.MARC对机体进行温度场分析，得到了机体的温度场分布。如图4所示。图4 机体温度场分布从图4可以看出，机体大部分区域温度为348415K，还有大部分区域温度在430466K之间，缸体温度从第一缸到第四缸逐渐升高，最高温度为515.7K，出现在第三缸与第四缸间的缸筒上，这是因为冷却水从第一缸侧的水套入口进入水套，刚进入水套的冷却水温度最低，流速最大，换热系数也最大，从缸体带走的热量最多，流到水套下游，冷却水温度由于与缸体的换热而逐渐升高，由于阻力流速也有所下降，换热系数也降低，从气缸带走的热量有所降低，导致从第一缸到第四缸温度逐渐升高，而第四缸的外侧与温度较低的外界环境直接换热，导致第四缸外侧温度反而有所下降，如图5所示。图5 气缸壁温度分布图5更清楚的显示了位于第三缸与第四缸间的最高温度，该处受两缸内高温燃气的传热而又距水套入口较远，温度最高是合理的。可以看出，气缸壁的温度变化范围较大，在396515.7K之间，其中第一缸温度分布在396492.2K之间，第二缸温度分布在411502.3K之间，第三缸温度分布在427.1515.7K之间，第四缸温度分布在418.7514.9K之间，如图6所示，气缸壁轴向温度顶部较高，而底部较低，归因于高温燃气总是在上止点被点燃，高温燃气对气缸的传热在顶部多底部少，故在气缸内表面施加的换热系数也是顶部大底部小。第一缸第二缸第三缸第四缸图6 各缸温度场分布5 结论1）使用CATIA建立了发动机机体的三维几何模型，并对机体模型进行了一些简化，使用四节点四面体单元对简化后的机体划分网格，建立机体的有限元模型。2）将机体的温度场作为稳定温度场处理，利用AVL-Boost模拟出缸内气体的温度和换热系数，详细的分段确定了气缸壁的温度边界条件，根据已有经验公式求出缸体外壁、曲轴箱内壁以及机体与连接件间的温度边界条件，同时根据经验估算水套内的换热系数和温度，将这些温度边界条件施加到机体的表面上。3）机体温度场分布显示，机体温度从第四缸区域到第一缸区域逐渐降低，最高温度在第三缸和第四缸之间的缸筒上。缸壁温度场分布显示，其温度亦从第四缸区域到第一缸区域逐渐降低，最高温度在第四缸缸套顶部且紧挨第三缸的位置。4）通过计算分析得到了机体的温度场分布情况，为机体的热应力分析和热机耦合分析提供了依据。参考文献：1 陈志金.基于CatiaV5的B类车车身内部布置工具的开发与应用D.吉林:吉林大学,2007.2 周皖青.CATIA在汽车模具逆向工程设计中的应用J.企业科技与发展.2008.Vol.16.3 杨建华，龚金科，吴义虎.内燃机性能提高技术M.北京：人民交通出版社,2000:1