《汽車動力裝置仿真與設(shè)計》 課件 第3-5章 內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設(shè)計、配氣機構(gòu)仿真與設(shè)計、內(nèi)燃機潤滑和冷卻仿真與設(shè)計

汽車動力裝置仿真與設(shè)計第3章內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設(shè)計

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

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)運動轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)運動，把缸內(nèi)氣體作用力轉(zhuǎn)換為輸出轉(zhuǎn)矩，并為配氣機構(gòu)、發(fā)電機和冷卻風(fēng)扇等附件提供動力。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)動配氣機構(gòu)等，后端安裝飛輪對外輸出轉(zhuǎn)矩，中間由多個曲拐組成，一個曲拐包括主軸頸、曲柄臂和連桿軸頸。圖3-1為直列兩缸機曲軸結(jié)構(gòu)圖。圖3-1某直列兩缸機曲軸CAD圖2工作條件隨著發(fā)動機的周期性工作狀態(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、曲軸橫向載荷的諧波引起彎曲振動、曲軸縱向載荷的諧波引起縱向振動，其中主要關(guān)注曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動。由于周期性的高工作載荷以及曲拐形狀不均勻，在連桿軸頸過渡圓角、主軸頸過渡圓角和潤滑油油孔等位置應(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)，潤滑油供給到主軸承和連桿軸承，形成潤滑油膜，保證曲軸正常工作。3.設(shè)計要求1）曲軸應(yīng)具有合理的共振特性，尤其是扭轉(zhuǎn)振動特性；2）應(yīng)滿足有足夠的彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞強度；3）應(yīng)具有足夠的承壓面積和良好的軸承潤滑。3.1.2曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動內(nèi)燃機工作時曲軸軸系振動形式主要包括扭振、彎振、縱振及其耦合振動。扭振是使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相對扭轉(zhuǎn)的振動。對于扭轉(zhuǎn)振動，由于曲軸較長、扭轉(zhuǎn)剛度較小、轉(zhuǎn)動慣量又較大，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)燃機設(shè)計過程中需要考慮的重要因素。在概念設(shè)計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)動機很可能是出現(xiàn)了扭轉(zhuǎn)振動[1]：1）發(fā)動機在某一轉(zhuǎn)速下發(fā)生劇烈抖動，噪音增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴(yán)重時發(fā)生曲軸扭斷。2）發(fā)動機偏離該轉(zhuǎn)速時，上述現(xiàn)象消失。曲軸扭振計算分析的流程為：1）簡化當(dāng)量扭振系統(tǒng)：將復(fù)雜的曲軸軸系根據(jù)動力學(xué)等效原則轉(zhuǎn)換為扭振特性相同的簡化當(dāng)量系統(tǒng)。2）自由振動計算：獲得曲軸扭振系統(tǒng)的固有頻率和對應(yīng)的振型。3）強迫振動計算：對曲軸扭振系統(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)行分析和評價。4）減振：通過不同的方案進(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)動慣量可通過公式，計算，通過相關(guān)手冊查對應(yīng)的公式獲得，如，對于質(zhì)量為m，旋轉(zhuǎn)半徑為R的質(zhì)點，其轉(zhuǎn)動慣量為

；對于實心圓柱體的轉(zhuǎn)動慣量為

，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)值后可分別獲得對全局坐標(biāo)系和對質(zhì)心坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)動慣量；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全局坐標(biāo)系和對質(zhì)心坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)動慣量。由于活塞和連桿在平面內(nèi)做往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動，在曲軸軸系扭振計算中需換算活塞連桿的當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量，換算原則是當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量的動能與曲軸旋轉(zhuǎn)一周活塞組和連桿組的平均動能相等。

一周內(nèi)的平均動能為：

（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·

（3）扭振計算簡化當(dāng)量系統(tǒng)根據(jù)動力學(xué)等效原則，將曲軸扭振系統(tǒng)簡化為“集中質(zhì)量（只有慣量而無彈性）+彈簧（只有剛度而無慣量）”的當(dāng)量系統(tǒng)。分析有阻尼強迫振動時，整個系統(tǒng)簡化為“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)量為兩個轉(zhuǎn)動慣量：減振器殼體和慣量環(huán)；2）單個曲拐當(dāng)量成主軸頸中心位置和曲柄銷中心位置兩個轉(zhuǎn)動慣量，曲柄銷中心位置慣量需計入活塞和連桿的當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量，需注意V型發(fā)動機包括兩套活塞連桿；3）將具有較大轉(zhuǎn)動慣量的部件當(dāng)量為一個轉(zhuǎn)動慣量，將轉(zhuǎn)動慣量布置在其中心線上，例如飛輪當(dāng)量為一個轉(zhuǎn)動慣量；4）各部分之間的連接軸段在對應(yīng)位置當(dāng)量成轉(zhuǎn)動慣量；5）對于齒輪傳動部分，將從動齒輪的轉(zhuǎn)動慣量通過傳動比換算合并成一個轉(zhuǎn)動慣量；6）聯(lián)軸器的主動法蘭盤與從動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、從動法蘭盤分別當(dāng)作兩個集中質(zhì)量。a）結(jié)構(gòu)簡圖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某直列四缸機的曲軸軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)以某直列四缸機的曲軸軸系扭振當(dāng)量系統(tǒng)為例說明曲軸軸系進(jìn)行當(dāng)量的方式（見圖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個曲拐和飛輪。硅油減振器與第1曲拐通過前端軸段連接，飛輪與第4曲拐通過后端軸段連接。轉(zhuǎn)動慣量1為硅油減振器的慣量環(huán)，轉(zhuǎn)動慣量2為減振器殼體，轉(zhuǎn)動慣量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)動慣量3為連接軸段，2與3、3與4間的扭轉(zhuǎn)剛度來源于軸結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度；轉(zhuǎn)動慣量4至12代表四個曲拐，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)動慣量13為后端連接軸段，12與13、13與14間的扭轉(zhuǎn)剛度來源于軸結(jié)構(gòu)的扭轉(zhuǎn)剛度；轉(zhuǎn)動慣量14為飛輪。2.曲軸軸系自由振動

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)點主振形191.0雙結(jié)點主振形521.0三結(jié)點主振形857.8四結(jié)點主振形1183.0五結(jié)點主振形1477.6六結(jié)點主振形1711.1七結(jié)點主振形1848.8八結(jié)點主振形2511.3九結(jié)點主振形2795.5十結(jié)點主振形2945.6十一結(jié)點主振形3093.6十二結(jié)點主振形3211.3

3.曲軸軸系強迫振動（1）曲軸軸系的激振力矩內(nèi)燃機曲軸的外部激勵主要來源于各缸轉(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)動機的單缸轉(zhuǎn)矩曲線，單缸轉(zhuǎn)矩M是隨時間變化的瞬時力矩。通過傅里葉變換，可以將其從時域轉(zhuǎn)化成頻域。圖3-3某單缸轉(zhuǎn)矩曲線其中：對于二沖程發(fā)動機曲軸旋轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)對應(yīng)一個周期為2π，與傅里葉級數(shù)的周期2π相同，因此，二沖程發(fā)動機激振力矩可以用式（3-6）表示。而對于四沖程發(fā)動機曲軸兩轉(zhuǎn)一個周期為4π，是傅里葉級數(shù)的周期2π的2倍，所以，曲軸一轉(zhuǎn)內(nèi)四沖程發(fā)動機第k階力矩k=0.5、1、1.5、2、2.5、。因此，四沖程發(fā)動機激振力矩的簡諧分析式為

分析扭振時，階次k最大一般取到12~18階，因為通常階次超過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曲軸自由端角位移，可以看到在10階以內(nèi)不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下還有相對明顯的振幅，超過10階在整個發(fā)動機工作轉(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)動機(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡諧力矩的相位圖。圖3-5直列六缸四沖程發(fā)動機(發(fā)火順序1-5-3-6-2-4)的各階簡諧力矩的相位圖

（3-9）

圖3-6無減振器時臨界轉(zhuǎn)速圖扭振計算的缸內(nèi)壓力曲線需要覆蓋發(fā)動機轉(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)動機負(fù)載力矩。共振時

共振附加應(yīng)力：

可見，第1個集中質(zhì)量振幅與各個質(zhì)量的振幅、共振附加應(yīng)力相關(guān)，第1個集中質(zhì)量振幅為扭振中的一個關(guān)鍵參數(shù)。（3-10）（3-11）【例3-2】圖3-7為某直列六缸柴油機無減振器時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)速對扭振振幅進(jìn)行分析。圖3-7無減振器時曲軸自由端扭振振幅【解】振幅較大諧量常對應(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，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)速相對應(yīng)。此外，3.0諧次為直列六缸機最低主諧次，并且低速區(qū)振幅隨轉(zhuǎn)速增大而減小，是剛體轉(zhuǎn)動，又稱為滾振。（1）減振減輕扭振可通過以下方法：1）使發(fā)動機轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離臨界轉(zhuǎn)速；2）通過提高曲軸剛度、減小轉(zhuǎn)動慣量來改變曲軸固有頻率；3）提高曲軸阻尼；4）采用減振裝置，等。當(dāng)發(fā)動機結(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有較為顯著的降低。（2）扭振評價扭轉(zhuǎn)評價主要關(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)振動的測量與評定方法》[4]，對于不同燃料和不同使用場合的內(nèi)燃機，扭振許用應(yīng)力要求有所不同，對自由端角位移許用要求也有所不同。對汽油機常要求自由端扭轉(zhuǎn)角度＜0.2°，柴油機要求＜0.4°。2021年版《鋼質(zhì)海船入級規(guī)范》中要求主推進(jìn)柴油機曲軸的扭振許用應(yīng)力應(yīng)不超過下式計算所得之值[5]：4．減振和評價持續(xù)運轉(zhuǎn)(0<r≤1.0)瞬時運轉(zhuǎn)(0<r≤0.8)

()：曲軸是內(nèi)燃機中最重要的零部件之一，必須滿足長時間可靠工作。在連桿軸頸過渡圓角、主軸頸過渡圓角和潤滑油油孔等位置應(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從油孔處產(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從過渡圓角處產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)疲勞破壞：裂紋從過渡圓角產(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)行曲軸疲勞計算的方法主要基于經(jīng)驗公式計算、單拐模型或基于多體動力學(xué)模型。單拐模型常用于初步設(shè)計階段，由于其約束條件很難還原潤滑油膜的支撐作用等原因?qū)е陆Y(jié)果不夠準(zhǔn)確。基于多體動力學(xué)進(jìn)行曲軸疲勞計算時，將詳細(xì)的潤滑計算耦合考慮更為準(zhǔn)確；簡化計算時可使用多組特定的彈簧單元代替潤滑油膜的非線性傳遞效果。3.1.3曲軸疲勞計算基于多體動力學(xué)的曲軸疲勞常用的計算分析的流程為：1）曲軸多體動力學(xué)計算，包括建立有限元網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點進(jìn)行模態(tài)縮減、建立多體動力學(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)點振動位移結(jié)果。2）曲軸動應(yīng)力計算，以曲軸有限元網(wǎng)格模型和曲軸主節(jié)點振動結(jié)果作為動力應(yīng)力計算的輸入數(shù)據(jù)，獲得隨時間變化的曲軸動應(yīng)力空間結(jié)果。3）曲軸疲勞計算，以曲軸動應(yīng)力結(jié)果作為疲勞計算輸入進(jìn)行疲勞計算，獲得曲軸疲勞安全系數(shù)和壽命等結(jié)果。如果對所有網(wǎng)格節(jié)點進(jìn)行計算，需要求解龐大的方程組，從而導(dǎo)致計算量過大。為了降低方程組計算的自由度數(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)多體動力學(xué)計算

運動方程的縮減形式：簡化為：

（3-12）圖3-8曲軸軸系有限元模型多體動力學(xué)計算之前需要先劃分曲軸網(wǎng)格模型、選定主節(jié)點進(jìn)行模態(tài)縮減。曲軸網(wǎng)格類型以六面體單元為主見圖3-8，建立網(wǎng)格模型時，關(guān)鍵技術(shù)是控制過渡圓角的網(wǎng)格離散：主軸頸過渡圓角及連桿軸頸過渡圓角劃分多層網(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應(yīng)位置分別建立動力學(xué)耦合單元，約束耦合節(jié)點六個方向的自由度。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。對于機體組模型，機體軸瓦內(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)心位置約束六個方向自由度。建立基于CMS的多體動力學(xué)計算模型?；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)行動力學(xué)計算最終獲得曲軸主節(jié)點振動結(jié)果。清楚知道在曲軸上作用的力和力矩，才能為曲軸應(yīng)力計算提供準(zhǔn)確的載荷邊界和分析曲軸應(yīng)力狀態(tài)。對于圖3-9中的曲軸動力學(xué)計算的系統(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)點上，將發(fā)動機負(fù)載力矩作用在飛輪端主自由度節(jié)點上，而連桿軸頸載荷作為連桿和曲軸之間的內(nèi)部載荷由動力學(xué)計算獲得。圖3-9動力學(xué)計算模型曲軸疲勞計算需以曲軸動應(yīng)力作為疲勞計算輸入，曲軸疲勞計算的動應(yīng)力應(yīng)覆蓋一個完整周期，常用方法是將整個周期分解成不同曲軸轉(zhuǎn)角下的靜態(tài)應(yīng)力計算，從而組成一個周期的曲軸動應(yīng)力歷程。此外，也可開展瞬態(tài)振動計算，但計算量和對計算機的硬件要求都很高。曲軸多體動力學(xué)計算可獲得隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲軸主節(jié)點位移結(jié)果，以不同曲軸轉(zhuǎn)角時刻下的曲軸各主節(jié)點6個自由度的位移數(shù)據(jù)作為曲軸動應(yīng)力計算的邊界條件，常將四沖程發(fā)動機每5°CA作為一個分析步，一個循環(huán)720°CA共計算144個分析步，通過有限元計算獲得曲軸動應(yīng)力歷程。并進(jìn)一步以曲軸有限元結(jié)果為輸入開展疲勞計算。疲勞計算使用通用疲勞軟件計算，調(diào)用材料數(shù)據(jù)庫或者用戶自行指定材料屬性，例如某曲軸材料屬性見表3-2。2.曲軸動應(yīng)力和疲勞仿真載荷形式極限強度/MPa屈服強度/MPa脈動疲勞強度/MPa交變疲勞強度/MPa拉850441.6638.9382.5壓850441.60382.5彎1017558.6780.7412.8剪490.8255.0408.8220.8曲軸疲勞計算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖、Goodman圖或Smith圖等），計算時需要考慮應(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；疲勞載荷計算常使用臨界平面法。圖3-10為試驗試棒S-N曲線，以及某位置在各種因素影響下的計算疲勞時修正后的S-N曲線。N0為疲勞循環(huán)基數(shù)，對于硬度小于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算時使用的修正Haigh圖。圖3-10試棒和計算用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)計算

（3-13）圖3-13是某曲軸的疲勞安全系數(shù)計算結(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，連桿軸頸過渡圓角和主軸頸過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??；2）圓角加工不良；3）曲柄臂太薄；4)主軸承不均勻磨損產(chǎn)生過大的附加彎曲應(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）油孔邊緣過尖或表面加工粗糙；3）圓角半徑過小或加工不良。相應(yīng)的改進(jìn)措施：1）通過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化、圓角淬火強化、噴丸強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度。3．提高曲軸疲勞強度的措施第3章緒論

3.1曲軸組仿真與設(shè)計3.2連桿組仿真與設(shè)計3.3活塞組仿真與設(shè)計3.4機體組仿真與設(shè)計連桿組包括連桿體、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)運動轉(zhuǎn)換為曲軸旋轉(zhuǎn)運動，連桿桿身作平面擺動。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)計要求1）連桿應(yīng)具有足夠的強度和剛度；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)行連桿疲勞計算的方法分別有：1）基于簡化理論公式分別計算連桿小頭、桿身和連桿大頭的應(yīng)力和疲勞強度，與真實狀態(tài)差距大；2）靜態(tài)有限元方法，常基于裝配工況、最大受拉工況和最大受壓工況進(jìn)行疲勞計算，也有計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)最危險工況點的有限元法：采用多體動力學(xué)軟件對縮減自由度的連桿子結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行分析并計入潤滑的影響，然后使用有限元軟件進(jìn)行動應(yīng)力恢復(fù)，將得到全周期連桿動應(yīng)力分布結(jié)果作為連桿疲勞分析的輸入，計算得到連桿疲勞結(jié)果，從中找到最危險工況點的最大等效應(yīng)力和最小等效應(yīng)力對應(yīng)的兩個時刻，將該兩個時刻的靜力學(xué)分析結(jié)果與連桿裝配工況組合進(jìn)行疲勞強度計算，該方法更符合連桿實際工作狀態(tài)，不足在于計算量較大且一定程度受危險工況點位置和應(yīng)力歷程是否準(zhǔn)確影響。3.2.2連桿疲勞計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”兩個靜態(tài)應(yīng)力結(jié)果；3）連桿疲勞計算，以上述兩個靜應(yīng)力結(jié)果作為疲勞計算輸入進(jìn)行疲勞計算，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。對于對稱結(jié)構(gòu)的連桿可使用對稱位移邊界條件，使用對稱面分開的半個模型作為計算對象。結(jié)構(gòu)不對稱的連桿使用完整模型計算。在兩兩接觸的接觸零件上需建立接觸面，接觸對包括：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)格模型見圖3-15。有限元計算時常會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算?？紤]三種載荷，即裝配載荷（包括小頭襯套過盈、大頭軸瓦過盈和連桿螺栓預(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，通過曲柄銷與連桿大端的接觸模擬彈性支撐。2）對稱約束，若連桿形狀和載荷對稱則通過約束對稱面上所有節(jié)點法向自由度位移實現(xiàn)對稱邊界。連桿計算的工況選擇“裝配工況+最大受拉工況”和“裝配工況+最大受壓工況”兩個靜態(tài)應(yīng)力工況，其中：1）裝配工況：施加連桿小頭襯套過盈量和連桿大頭軸瓦過盈量，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)動機最大轉(zhuǎn)速工況活塞處于排氣上止點時刻，慣性力通過對有限元網(wǎng)格單元施加慣性力的加速度實現(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端面，半連桿模型將氣體力的一半施加于活塞銷的一個端面。2．計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)格模型里沒有活塞銷和曲柄銷網(wǎng)格時，最大受拉工況時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)。需注意可通過潤滑計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”兩個靜態(tài)應(yīng)力結(jié)果作為連桿疲勞計算的輸入。連桿疲勞計算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計算時需要考慮的因素如：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。連桿疲勞計算最小安全系數(shù)建議大于1.2。3．應(yīng)力和疲勞計算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)動機連桿大頭蓋增加加強肋；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)保證連桿螺栓的強度。4.提高連桿疲勞強度的措施第3章內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設(shè)計

3.1曲軸組仿真與設(shè)計3.2連桿組仿真與設(shè)計3.3活塞組仿真與設(shè)計3.4機體組仿真與設(shè)計活塞組由活塞、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，對于高負(fù)荷內(nèi)燃機常還有活塞內(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)圖活塞工作時受很高的機械負(fù)荷和熱負(fù)荷，機械負(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)燃機機械損失的50%以上。2.工作條件3.設(shè)計要求1）足夠的強度和剛度；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，潤滑油耗?。?）質(zhì)量小；5）低振動和噪聲。發(fā)動機在穩(wěn)定工況運行時，雖然每個循環(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，結(jié)構(gòu)內(nèi)部溫度基本穩(wěn)定，故可視為穩(wěn)態(tài)溫度場計算，傳熱方程可簡化為無內(nèi)熱源的穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱方程：3.3.2活塞溫度場

目前進(jìn)行活塞溫度場仿真常使用有限元法進(jìn)行穩(wěn)態(tài)溫度場計算，不同計算方法之間的差別主要在于傳熱邊界的處理方式。計算步驟為：1）建立有限元網(wǎng)格模型；2）施加傳熱邊界；3）計算溫度場和結(jié)果評價。（3-14）網(wǎng)格模型包括活塞和活塞鑲?cè)Φ?。多使用完整活塞模型計算，也可根?jù)實際情況簡化1/2或1/4活塞模型作為計算對象。活塞和活塞鑲?cè)佑|位置建立接觸面。根據(jù)有限元軟件對傳熱邊界施加方式的網(wǎng)格要求，會增加用于施加傳熱邊界的殼單元或面網(wǎng)格。活塞溫度場計算網(wǎng)格模型見圖3-19。1.網(wǎng)格劃分圖3-19活塞溫度場計算網(wǎng)格模型（1）活塞頂部傳熱邊界活塞頂部受到瞬態(tài)燃?xì)饧訜幔枰┘痈邷厝細(xì)鈱钊數(shù)膫鳠徇吔?。該傳熱邊界常通過發(fā)動機一維工作過程計算或者缸內(nèi)三維CFD計算獲得。工作過程計算中常使用的缸內(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為活塞的平均運動速度；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：在換氣過程，C1=6.18，C2=0；在壓縮過程,C1=2.28，C2=0；在燃燒和膨脹過程，C1=2.28，C2=3.24×10-3。更為準(zhǔn)確的方法為完成整個工作循環(huán)720?CA內(nèi)的缸內(nèi)三維CFD計算，包括進(jìn)排氣、噴霧和燃燒計算等；計算得到基于發(fā)動機工作循環(huán)周期的平均對流傳熱系數(shù)和有效平均氣體溫度，作為結(jié)構(gòu)溫度場計算的燃?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，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）對于傳熱空間不均勻性的考慮，缸內(nèi)三維CFD計算已然考慮了空間局部傳熱情況，經(jīng)過公式（3-16）和（3-17）計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公式等計算時通?？紤]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，不同的機型位置不同，一般在凹坑的邊緣，具體位置可以參考相似機型。（3-18）如果活塞底部內(nèi)腔沒有噴油冷卻，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管道流動經(jīng)驗公式：（2）活塞內(nèi)冷油腔和底部內(nèi)腔的傳熱邊界

（3-19）對于進(jìn)行活塞噴油冷卻計算的活塞，進(jìn)行三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計算后，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際情況，見圖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始，通過活塞環(huán)、潤滑油、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多層平板熱阻模型，傳熱系數(shù)可通過熱阻計算獲得，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)行計算：

上式從冷卻水腔為起點計算活塞側(cè)面?zhèn)鳠徇吔纭?/p>

活塞最高溫度超過370~400℃時，材料強度急劇下降，產(chǎn)生疲勞破壞?；钊h(huán)和缸套之間需通過潤滑油避免磨損和降低摩擦，第一道活塞環(huán)環(huán)槽溫度過高時易引起潤滑油變質(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.活塞溫度場分析和評價圖3-23活塞溫度場減輕活塞熱負(fù)荷的設(shè)計措施包括：盡量減小頂部受熱面積；強化頂面，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?；對于熱?fù)荷較高的活塞，可在活塞頭部內(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。對于重型車用柴油機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活塞不采用強制冷卻；2）2.4~3.2W/mm2活塞采用內(nèi)腔強制噴油冷卻；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)計具體到為使第一環(huán)槽溫度不致于過高而造成破壞，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）活塞在上止點時第一環(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)槽之上開一個隔熱槽；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)行硬膜陽極氧化處理?；钊诠ぷ鬟^程中同時受到較高的熱負(fù)荷和機械負(fù)荷?；钊麥囟雀咔覝囟确植疾痪鶆?，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。活塞承受氣體壓力、往復(fù)慣性力、側(cè)向力和摩擦力等機械載荷，活塞會產(chǎn)生很大的機械應(yīng)力。目前活塞應(yīng)力計算通常是基于有限元的靜應(yīng)力計算，計算時考慮熱-機耦合作用。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。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，活塞銷兩側(cè)與銷座接觸位置受到由活塞傳遞下來的氣體力，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裂。1.活塞危險位置3.3.3活塞應(yīng)力和疲勞計算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計算，也可根?jù)實際情況簡化1/2或1/4活塞模型作為計算對象。在進(jìn)行活塞應(yīng)力計算時，可以單獨使用活塞作為網(wǎng)格模型，這時應(yīng)力計算網(wǎng)格常和溫度場計算使用相同網(wǎng)格，需要注意將網(wǎng)格單元類型從溫度場計算類型轉(zhuǎn)換為應(yīng)力計算類型；此外，活塞應(yīng)力計算網(wǎng)格模型中也常增加活塞銷和連桿小頭，通過建立銷座和活塞銷接觸、活塞銷和連桿小頭接觸以接近實際情況，更準(zhǔn)確反映棱緣負(fù)荷的情況，見圖3-25。后文中邊界條件以考慮活塞銷和連桿小頭模型的計算方案進(jìn)行說明。2.網(wǎng)格模型圖3-25活塞應(yīng)力計算網(wǎng)格模型（1）研究工況3.研究工況和邊界條件圖3-26柴油機考核工況

圖3-27活塞載荷邊界活塞高周疲勞計算常在某特定工況下計算如額定工況、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（柴油機臺架試驗：可靠性、耐久性試驗）進(jìn)行臺架耐久性考核規(guī)定的柴油機考核工況。用活塞溫度場作為邊界條件來計算活塞在熱負(fù)荷下的熱應(yīng)力和熱變形情況。活塞頂面受到缸內(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)面漏氣過程的氣體實測壓力，常用方法是按照如圖3-27的經(jīng)驗值進(jìn)行設(shè)置，由于不同機型不同工況漏氣情況各不相同，更合理的方案是通過活塞環(huán)組動力學(xué)計算漏氣壓力獲得（見本書第五章）。由于最大燃?xì)鈮毫r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）位移約束邊界在對活塞溫度場進(jìn)行分析時，可以不用施加位移約束；但在進(jìn)行熱機耦合應(yīng)力計算時，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)行分析時在所有零件的對稱剖面上施加對稱邊界，并在連桿小頭橫斷面施加固定位移約束。對于某特定發(fā)動機工況如額定工況、最大扭矩工況和超負(fù)荷工況等單一發(fā)動機工況的活塞高周疲勞計算，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，通過高低工況對活塞進(jìn)行熱-機械耦合疲勞安全系數(shù)計算?；钊谟嬎愠；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計算時需要考慮的因素如：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)力和疲勞強度a)熱應(yīng)力b)熱機耦合應(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)動機在起動-停車工況帶來的活塞負(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程中，由于溫度梯度的變化會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)測理論可基于Sehitoglu理論，認(rèn)為熱機載荷作用下構(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)計活塞頭部形狀，降低活塞頂面的機械應(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，長期運行后護(hù)圈與活塞頂之間會產(chǎn)生縫隙。5.提高活塞強度的措施（2）提高活塞銷座強度的措施銷座內(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)荷易致使銷座開裂。為了減輕銷孔內(nèi)側(cè)的壓力集中（見圖3-29a））．在設(shè)計時應(yīng)使活塞銷有較大的剛度，由此減小它的彎曲變形。對于活塞銷座，應(yīng)從總體上增加其剛度，減小其變形。但從局部來說，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)置加強肋，可增加活塞銷座的剛度。采用單肋時，由于加強肋在中央，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，由于兩個肋條斜置，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)孔上部加工出一個彈性凹槽（見圖3-27b））。3）將銷孔中心相對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，以加強活塞銷座承壓強度。為了達(dá)到同樣的目的，有時將活塞銷座設(shè)計成上長下短的形式，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。這樣對于氣體壓力很大的柴油機，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％。【例3-3】試思考圖3-21三維瞬態(tài)噴油冷卻的CFD計算后活塞內(nèi)冷油腔和活塞底部的傳熱邊界與公式（3-19）或經(jīng)驗值的差別。【解】公式（3-19）或經(jīng)驗值在整個活塞內(nèi)冷油腔壁面的傳熱邊界是常數(shù)，在活塞底部內(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滑油溫度低，對流傳熱系數(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)出潤滑油溫度低，對流傳熱系數(shù)高，局部散熱顯著的特點。而在經(jīng)過內(nèi)冷油腔后在出口附近潤滑油溫度升高。

這些明確的局部物理現(xiàn)象，從公式（3-19）或經(jīng)驗值中難以體現(xiàn)?；钊麅?nèi)冷油腔振蕩冷卻是實現(xiàn)內(nèi)燃機高強化的重要技術(shù)之一。強制噴油振蕩冷卻的仿真和設(shè)計詳見第五章。隨著新材料和噴油振蕩冷卻等技術(shù)的發(fā)展國內(nèi)各大活塞廠開發(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，濰柴在山東濟南發(fā)布全球首款突破50%熱效率的商業(yè)化柴油機，該款柴油機搭載渤?；钊兄频腤P13HC鋼活塞。渤?；钊趪H市場已是不容小覷的中國力量，與馬勒、KS、輝門等國際巨頭并列世界活塞行業(yè)四強。第3章內(nèi)燃機主要零部件仿真和與設(shè)計

3.1曲軸組仿真與設(shè)計3.2連桿組仿真與設(shè)計3.3活塞組仿真與設(shè)計3.4機體組仿真與設(shè)計3.4.1引言1.基本結(jié)構(gòu)機體組主要由機體、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)動機，機體組還包括干式或濕式氣缸套。機體常為氣缸體與曲軸箱的連鑄體，絕大多數(shù)水冷發(fā)動機的氣缸體與曲軸箱連鑄在一起，而且多缸發(fā)動機的各個氣缸也合鑄成一個整體。風(fēng)冷發(fā)動機幾乎無一例外地將氣缸體與曲軸箱分別鑄制。進(jìn)行機體組有限元計算時，還常將氣門、氣門導(dǎo)管和座圈等考慮在內(nèi)。圖3-30為機體組結(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機體組結(jié)構(gòu)圖2.機體的工作條件和設(shè)計要求在發(fā)動機工作時，機體承受周期性的氣壓力、慣性力和翻倒力矩作用，機械負(fù)荷大。氣壓力使機體受到上下拉伸作用，往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力對機體下部和主軸承蓋影響很大，翻到力矩使機體承受繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向的扭轉(zhuǎn)作用。機體設(shè)計要求：1）合理選擇機體結(jié)構(gòu)型式，保證有足夠的剛度與強度。2）依據(jù)受力情況，合理設(shè)計受力部位的結(jié)構(gòu)和形狀，使作用力集中在某些限定區(qū)域內(nèi)。機體壁的圓角和厚度應(yīng)無急劇變化，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、系列化和通用化問題。3.氣缸套的工作條件和設(shè)計要求氣缸套與氣缸蓋、活塞形成燃燒室空間，并對活塞運動起導(dǎo)向作用。內(nèi)燃機工作時，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)大的機械應(yīng)力和熱應(yīng)力。此外，活塞對氣缸套的側(cè)壓力和滑動摩擦，使氣缸套產(chǎn)生彎曲應(yīng)力和磨損；冷卻水對氣缸套外壁的化學(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)計要求有：1）要有足夠的強度，以承受高溫高壓下的機械應(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，以保證可靠的潤滑。3）合理控制缸套溫度。4）加強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)計要求有：1）足夠的剛度與強度，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)部蒸汽阻力和過熱現(xiàn)象。對高速高強化及中速大功率柴油機氣缸蓋的冷卻方案，還應(yīng)考慮防止熱裂與變形問題。3）合理的氣道、燃燒室型式與布置，要力求空氣流動損失最小，形成適當(dāng)?shù)倪M(jìn)氣流動形式，并具有較好的燃燒性能。4）氣缸形狀在拐彎處圓角過渡要平滑。各處相連壁厚不宜相差過大。3.4.2缸蓋-缸套-機體溫度場計算缸蓋、缸套和機體溫度場計算是燃燒、冷卻、潤滑、密封和熱強度等設(shè)計的基礎(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，同時存在對流傳熱和沸騰傳熱兩種傳熱方式，隨著內(nèi)燃機功率密度愈來愈大，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)傳熱對缸蓋熱負(fù)荷起到重要作用。氣缸體溫度場受缸內(nèi)高溫燃?xì)庾饔茫哂休^高的熱負(fù)荷，水冷內(nèi)燃機主要通過冷卻水腔對缸套進(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空間分布也存在一定的差異。1.網(wǎng)格模型缸蓋-缸套-機體溫度場有限元計算是基于三維網(wǎng)格模型進(jìn)行的，根據(jù)計算要求分別對缸套、缸蓋、缸蓋螺栓、缸墊、氣門、機體等進(jìn)行三維有限元建模，在接觸位置建立接觸面，共同組成計算網(wǎng)格模型。建模時模型的主要尺寸和重要的圓角和倒角部分均不做簡化，對缸蓋鼻梁區(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。對于多缸內(nèi)燃機常選擇其中一個氣缸，V型機選擇一對氣缸進(jìn)行計算。對于六缸及以上直列多缸機也可選擇其中部分氣缸進(jìn)行溫度場和應(yīng)力場計算，例如選擇自由端氣缸、飛輪端氣缸和中間一個氣缸組合成三個氣缸的網(wǎng)格模型。機體組網(wǎng)格模型見圖3-31。圖3-31機體組網(wǎng)格模型2.傳熱邊界條件在開展缸蓋-缸套-機體傳熱計算時，對于燃燒室內(nèi)傳熱邊界最接近實際的方法是進(jìn)行三維缸內(nèi)CFD計算獲得空間分布的燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界，但由于其動網(wǎng)格復(fù)雜、計算難度較大（見圖3-32），常采用AVLBOOST或者GTPOWER開展發(fā)動機工作過程計算并結(jié)合經(jīng)驗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計算動網(wǎng)格水腔側(cè)通?？紤]強制對流傳熱的影響進(jìn)行耦合傳熱計算。對于考慮活塞組耦合影響時，也將活塞網(wǎng)格模型聯(lián)立計算，常將潤滑油膜假設(shè)為一維熱阻模型。此外，機體組暴露在空氣中的空氣溫度和傳熱系數(shù)可根據(jù)實際工作環(huán)境確定，如空氣溫度取30℃，對流傳熱系數(shù)取60W/(m2·K)。當(dāng)接觸不夠緊密時，不同接觸的零件間的接觸換熱通過定義接觸傳熱系數(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等軟件開展發(fā)動機工作過程計算，獲得缸內(nèi)平均燃?xì)鉁囟群陀行骄鶎α鱾鳠嵯禂?shù)，施加在缸蓋火力面?？蛇M(jìn)一步考慮火力面處對流傳熱系數(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流換熱，得出了火力面換熱系數(shù)隨缸徑變化之間的無量綱關(guān)系，見圖3-33。圖3-33換熱系數(shù)與缸徑的無量綱關(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)排氣道對流換熱系數(shù)計算用經(jīng)驗常數(shù)

（4）冷卻水腔傳熱邊界因為使用Fluent、StarCCM+、AVLFIRE等流體軟件計算三維冷卻水腔流動傳熱計算已經(jīng)很成熟，當(dāng)前冷卻水腔傳熱邊界很少使用經(jīng)驗公式計算，而且是使用流體軟件對發(fā)動機冷卻水腔進(jìn)行CFD計算，取冷卻水腔壁面的流體溫度和對流傳熱系數(shù)。將其投影到有限元網(wǎng)格上作為結(jié)構(gòu)溫度場計算中冷卻水腔壁面的第三類熱邊界條件。投影過程中要求流場計算表面網(wǎng)格與有限元體網(wǎng)格對應(yīng)的面網(wǎng)格空間位置重合。當(dāng)進(jìn)行雙向耦合計算時，需要將有限元計算得到溫度場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，重新計算水腔流動傳熱。反復(fù)計算水腔流動和機體組溫度場直至收斂。三維冷卻水腔流動傳熱計算詳見第五章。3.流固傳熱耦合數(shù)據(jù)映射根據(jù)發(fā)動機的工作狀態(tài)，機體組溫度場計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（對于第三類傳熱邊界可使用公式（3-16）和（3-17）），然后通過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)點間的空間位置對應(yīng)關(guān)系可分為一致網(wǎng)格和非匹配網(wǎng)格。CFD計算的網(wǎng)格密度往往大于FEA的網(wǎng)格密度,所以，流固耦合計算時多為非匹配網(wǎng)格。圖3-34是流固耦合傳熱界面上的節(jié)點對應(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)點對應(yīng)關(guān)系在進(jìn)行流固耦合計算時，兩者耦合面之間數(shù)據(jù)的傳遞是通過插值算法實現(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。空間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python中的erpolate.rbf函數(shù)實現(xiàn)。另外反距離加權(quán)插值算法：

4.溫度場分析與評價對于缸套溫度場，對應(yīng)上止點活塞第一環(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滑油結(jié)焦，可參考對第一活塞環(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℃，避免氣缸蓋底面因為熱應(yīng)力過大產(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)不到流動沸騰的溫差不產(chǎn)生沸騰氣泡為要求。4.溫度場分析與評價圖3-35某直列四缸機的機體溫度場結(jié)果5.優(yōu)化機體組傳熱的措施（1）優(yōu)化氣缸蓋傳熱的措施：1）中小型高速機氣缸蓋，多采用鉆孔、導(dǎo)流板或鑄管等對氣門座鼻梁區(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，底層水腔針對鼻梁區(qū)和排氣門座可針對性設(shè)計流道形狀進(jìn)行強化冷卻，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、水流動方式和進(jìn)出水孔尺寸的合理選擇，詳見第五章。4）機械強度允許情況下，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）通過冷卻水腔設(shè)計加強氣缸套（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飧咨喜康募訜帷?）強化活塞噴油冷卻，降低活塞對缸套（或氣缸）的加熱。4）優(yōu)化水腔設(shè)計提升缸套（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-機體應(yīng)力和疲勞計算1.危險位置氣缸蓋常見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)。氣缸套常見損壞形式通常為凸肩斷裂、缸套穴蝕和拉缸等。機體產(chǎn)生的損壞部位主要是承受機體機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）機體側(cè)面裂紋；9）水腔穴蝕；10）發(fā)動機附件的安裝位置裂紋，等。2.網(wǎng)格模型在進(jìn)行缸蓋-缸套-機體應(yīng)力計算時，應(yīng)力計算網(wǎng)格常和溫度場計算網(wǎng)格使用相同網(wǎng)格（見圖3-31），需要注意將網(wǎng)格單元類型從溫度場計算類型轉(zhuǎn)換為應(yīng)力計算類型，應(yīng)力計算常使用二階單元進(jìn)行計算。定義接觸對時，與溫度場計算定義接觸傳熱系數(shù)不同，應(yīng)力和變形計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)燃機運行時，工況劇烈變化。對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析時，往往會將其轉(zhuǎn)化為靜力學(xué)模型進(jìn)行計算，這時要選擇幾個典型或最危險的工況來進(jìn)行分析；在危險工況下，結(jié)構(gòu)一般都會產(chǎn)生最大的應(yīng)力與變形。通常研究缸蓋-缸套-機體應(yīng)力所選擇的計算工況包括：1）冷態(tài)裝配工況LC1（螺栓預(yù)緊力+裝配過盈力）2）冷態(tài)最大爆發(fā)壓力工況LC2（螺栓預(yù)緊力+裝配過盈力+最大爆發(fā)壓力）3）熱態(tài)裝配工況LC3（螺栓預(yù)緊力+裝配過盈力+熱載荷）4）熱態(tài)最大爆發(fā)壓力工況LC4（螺栓預(yù)緊力+裝配過盈力+熱載荷+最大爆發(fā)壓力）（2）位移約束對于完整機體組網(wǎng)格，在發(fā)動機懸置或者地腳螺栓連接位置施加三個平動方向的位移約束。如圖3-31中機體組網(wǎng)格模型由缸蓋、缸套、氣缸體和上曲軸箱組成，自由端氣缸、飛輪端氣缸和中間一個氣缸組合成三個氣缸的網(wǎng)格模型，則可將模型底部平面（即上曲軸箱底面）節(jié)點建立節(jié)點集，施加三個平動方向的位移約束，實現(xiàn)對整個模型的位置固定；當(dāng)計算網(wǎng)格模型僅取多缸機中間的單個氣缸時，則在該氣缸與相鄰氣缸的剖面上施加對稱邊界，對上曲軸箱底面節(jié)點施加三個平動方向的位移約束。（3）熱載荷邊界熱機耦合應(yīng)力分布計算熱載荷的施加是先通過計算缸蓋-缸套-機體溫度場，然后再將溫度場作為熱應(yīng)力計算的邊界條件進(jìn)行熱應(yīng)力計算。（4）機械載荷邊界1）施加裝配過盈量，如在氣門座圈與缸蓋之間施加過盈量；2）施加螺栓預(yù)緊力，包括缸蓋螺栓和主軸承蓋螺栓等；3）在氣缸蓋火力面施加最大爆發(fā)壓力；在氣缸套內(nèi)表面按照最大爆發(fā)壓力時刻確定施加壓力的網(wǎng)格區(qū)域，然后施加最大爆發(fā)壓力。4.缸蓋-缸套-機體應(yīng)力和疲勞強度對于某特定發(fā)動機工況如額定工況、最大扭矩工況和超負(fù)荷工況等單一發(fā)動機工況的活塞高周疲勞計算，缸蓋-缸套-機體模型進(jìn)行疲勞安全系數(shù)計算選擇熱態(tài)裝配工況LC3為低載荷，熱態(tài)最大爆發(fā)壓力工況LC4為高載荷，通過高低工況對缸蓋-缸套-機體進(jìn)行熱-機械耦合疲勞安全系數(shù)計算。缸蓋-缸套-機體疲勞計算?；赟-N曲線和疲勞極限線圖（如Haigh圖等），計算時需要考慮的因素如：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、表面粗糙度和存活率等因素。與活塞低周疲勞類似，缸蓋低周熱疲勞壽命預(yù)測理論可基于Sehitoglu理論，認(rèn)為熱機載荷作用下構(gòu)件的總損傷等于疲勞損傷、氧化損傷及蠕變損傷之和。這里不展開講述，作為課后思考題進(jìn)行文獻(xiàn)綜述研究?！纠?-4】某雙燃料發(fā)動機缸蓋材料為QT400-15，拉伸極限400MPa，屈服強度250MPa，某研究結(jié)果圖3-36為缸蓋底面切開顯示的云圖，分別為缸蓋最大主應(yīng)力和疲勞安全系數(shù)結(jié)果。請根據(jù)圖中計算結(jié)果開展該氣缸蓋的靜強度和高周疲勞強度情況。a）最大主應(yīng)力結(jié)果b）高周疲勞結(jié)果圖

3-36某雙燃料發(fā)動機缸蓋拉應(yīng)力和高周疲勞結(jié)果【解】1）靜強度評價：對于脆性材料可根據(jù)第一或第二強度理論（如灰鑄鐵），對于塑性材料可根據(jù)第三或第四強度理論。第一強度理論即最大拉應(yīng)力理論，其許用應(yīng)力對應(yīng)材料拉伸極限，圖3-36a）中最大主應(yīng)力，正值為拉應(yīng)力，可見拉應(yīng)力明顯小于QT400的拉伸極限400MPa，符合要求?？稍黾踊诘谒膹姸壤碚摰撵o強度分析，使用第四強度理論通過畸變能考慮屈服時，其應(yīng)力應(yīng)使用VonMises應(yīng)力，對應(yīng)許用應(yīng)力為屈服強度250MPa。2）疲勞強度評價：高周疲勞安全系數(shù)最小值1.63出現(xiàn)在鼻梁區(qū)水腔過渡圓角位置，最小安全系數(shù)>1.25，疲勞強度符合要求。5.提高缸蓋-缸套-機體強度的措施由于氣缸蓋和氣缸套熱負(fù)荷較大，提高機體組的強度首先要考慮優(yōu)化熱負(fù)荷見上文中“優(yōu)化機體組傳熱的措施”，此外提高缸蓋-缸套-機體強度的措施還有：1）適當(dāng)增加壁厚尺寸，如通過增加壁厚避免冷卻水套過薄引起強度不夠，需注意冷卻水套不宜太厚易造成散熱能力下降，車用發(fā)動機水套厚度應(yīng)在4~10mm之間。2）壁厚應(yīng)均勻，避免壁厚過渡不夠圓滑引起應(yīng)力集中。3）適當(dāng)增加過渡圓角尺寸，如缸蓋底面與其上部的結(jié)構(gòu)過渡位置避免直角過渡，使用尺寸合適的圓角過渡以避免應(yīng)力集中。4）優(yōu)化缸套和機體連接肩胛部位的形狀設(shè)計。5）避免機體或缸套水腔的穴蝕。6）在受力處增加加強肋，加強肋不應(yīng)太粗，應(yīng)以數(shù)目保證剛度和強度，其他非承力位置可采用適當(dāng)?shù)谋ば问健?）清砂徹底，避免在水腔內(nèi)出現(xiàn)局部熱點導(dǎo)致熱裂。7）制造時避免出現(xiàn)氣孔、砂眼等材料缺陷。6.提高缸蓋-缸套-機體剛度的措施在螺栓作用下氣缸蓋、缸墊和機體間壓力要足夠大且分布要均勻，保證氣缸蓋與氣缸體間良好密封。1）將氣缸體與上曲軸箱鑄造成一個整體。2）將多缸機的多個下主軸承蓋鑄造成整體式主軸承座。3）機體頂面使用較大厚度以保證頂面剛度避免燃燒室漏氣，上曲軸箱底面使用較大厚度保證與油底殼密封。4）加大氣缸蓋高度可以增加剛度，需注意缸蓋高度大會導(dǎo)致發(fā)動機總高度增加、重量增大。5）避免缸套內(nèi)側(cè)承受螺栓預(yù)緊力，防止缸套變形。6）在受力處增加加強肋，加強肋不應(yīng)太粗，應(yīng)以數(shù)目保證剛度和強度。7）采用全支承曲軸。習(xí)題三3-1直列四沖程四缸機（發(fā)火順序1-3-4-2），求各階簡諧力矩的相位差，并繪制相位圖。3-2請說明曲軸發(fā)生疲勞破壞的常見位置，并給出提高曲軸疲勞強度的方法。3-3簡述連桿疲勞仿真計算的方法。3-4試探討書中提到的活塞溫度場傳熱邊界與真實傳熱環(huán)境有哪些差別。3-5請說明活塞發(fā)生疲勞破壞的常見位置，并給出提高活塞疲勞強度的方法。3-6請說明缸蓋和缸套溫度評價方法，給出優(yōu)化缸蓋和缸套溫度的方法。3-7綜述活塞和缸蓋低周工況的仿真計算方法。3-8綜述主軸承壁疲勞計算的方法。3-9使用Python編程完成流體側(cè)傳熱數(shù)據(jù)到固體結(jié)構(gòu)側(cè)壁面的空間數(shù)據(jù)映射。3-10請說明機體組發(fā)生疲勞破壞的常見位置，并給出提高機體組疲勞強度的方法。3-11簡述提高機體組剛度的方法。汽車動力裝置仿真與設(shè)計第4章配氣機構(gòu)仿真與設(shè)計

4.1引言4.2配氣機構(gòu)運動學(xué)與凸輪型線4.3配氣機構(gòu)動力學(xué)4.4配氣機構(gòu)與發(fā)動機性能仿真4.1引言配氣機構(gòu)根據(jù)驅(qū)動凸輪軸的位置分為側(cè)置凸輪軸式和頂置凸輪軸式配氣機構(gòu)。側(cè)置凸輪軸式的凸輪軸布置在機體側(cè)面，位置較低的為下置凸輪軸（見圖4-1a）），位置較高的為中置凸輪軸，側(cè)置凸輪軸式配氣機構(gòu)主要結(jié)構(gòu)包括凸輪軸、挺柱、推桿、搖臂、氣門彈簧和氣門等。頂置凸輪軸式配氣機構(gòu)的凸輪軸位于發(fā)動機頂部，使用搖臂驅(qū)動時配氣機構(gòu)由凸輪軸、搖臂、氣門和氣門彈簧等組成，直接驅(qū)動時則無搖臂（見圖4-1b））。a)側(cè)置凸輪軸式b)頂置凸輪軸式圖4-1配氣機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖配氣機構(gòu)設(shè)計準(zhǔn)則：1）有準(zhǔn)確的配氣相位；2）保證進(jìn)氣充分，排氣徹底，換氣損失??；3）使發(fā)動機具有良好的動力性和經(jīng)濟性；4）具有良好的工作平穩(wěn)性，避免落座沖擊大、反跳和飛脫現(xiàn)象，振動噪聲?。?）凸輪-挺柱最大接觸應(yīng)力盡量?。?）潤滑良好;7）氣門與活塞不能相碰，等。4.2.1平底挺柱運動規(guī)律

圖4-2平底挺柱機構(gòu)簡圖挺柱運動規(guī)律指挺柱升程

（mm）、速度

（mm/s）和加速度(mm/s2)隨時間的變化規(guī)律。引入幾何速度（mm/rad），則物理速度與幾何速度的關(guān)系為：

式中，

為凸輪軸轉(zhuǎn)角，

為凸輪軸角速度。由速度三角形與三角形ABO相似，可得

，因此可得即挺柱與凸輪接觸點的偏移量e等于挺柱的幾何速度。(4-1)圖4-3接觸點沿凸輪表面移動接觸點A沿挺柱底面的水平運動速度：接觸點A沿凸輪軸表面弧線的運動速度：則挺柱相對凸輪表面的滑動速度為凸輪的曲率半徑ρ為(4-2)通常最小曲率半徑應(yīng)大于3mm，以保證接觸應(yīng)力較小。配氣機構(gòu)中使用搖臂驅(qū)動氣門時，氣門升程可通過挺柱升程計算：式中，i為搖臂比，等于氣門端的搖臂長度與凸輪端搖臂長度之比。(4-3)4.2.2凸輪型線1.緩沖段設(shè)計設(shè)計緩沖段是非常必要的，主要由于配氣機構(gòu)存在以下幾點：1）氣門間隙的存在，導(dǎo)致在實際工作中氣門開啟時刻與挺柱動作時刻不同步，且在發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中，由于零件存在熱變形以及零件間的磨損，氣門間隙會發(fā)生變化。所以需要有緩沖段的存在，保證氣門開啟和落座時速度較小。2）由于存在彈簧預(yù)緊力，使得配氣機構(gòu)在裝配后就存在彈性變形，在彈性變形力大于氣門彈簧預(yù)緊力后氣門才能開啟。3）由于缸內(nèi)燃?xì)獯嬖谝欢▔毫?，氣缸壓力與彈簧預(yù)緊力都是阻礙氣門開啟，使氣門不能及時的開啟，尤其是排氣門打開時燃燒室內(nèi)剛完成燃燒，燃?xì)鈮毫艽蟆＞C上所述，發(fā)動機實際工作過程中氣門開啟時刻比理論晚，如果沒有緩沖段，在短時間內(nèi)氣門初速度就從零變得很大，產(chǎn)生較高的加速度和沖擊力，氣門落座時速度很大會對氣門座產(chǎn)生沖擊使振動、噪聲和磨損加劇。在凸輪工作段前后增加緩沖段，是為了補償氣門間隙、氣門彈簧預(yù)緊力和氣缸壓力造成的彈性變形，從而保證了氣門開啟和落座時具有很小的速度。對于緩沖段的關(guān)鍵參數(shù)，包括緩沖段高度、速度和包角的參考值范圍如下：1）一般緩沖段高度的范圍為進(jìn)氣門開進(jìn)氣門關(guān)排氣門開排氣門關(guān)2）緩沖段速度對于轎車發(fā)動機一般

，氣門開啟側(cè)取較大值，氣門關(guān)閉側(cè)取較小值。對于重載汽車發(fā)動機允許達(dá)0.025。氣門落座速度根據(jù)氣門座材料不同允許最大限制也不同，最大值范圍一般在：鑄鐵氣門座0.2~0.4m/s鋼氣門座0.5~0.6m/s鋼氣門座加焊Sterlite合金0.7~0.8m/s3）緩沖段包角=15°~40°。緩沖段的類型常有等加速-等速型和余弦型等，1）等加速-等速型

等加速度段等速段圖4-4等加速-等速型緩沖段圖4-5余弦型緩沖段2）余弦型對于余弦型緩沖段，加速度和速度都沒有突變，工作平穩(wěn)。由于加工誤差、安裝誤差、配氣機構(gòu)剛度不同和氣門間隙變化時，其速度和加速度也隨之發(fā)生變化，加速度不能保證為0，會對氣門產(chǎn)生一定沖擊。2．凸輪工作段設(shè)計高次方多項式配氣凸輪工作段函數(shù)得到的升程具有多階導(dǎo)數(shù)連續(xù)，氣門升程比較光滑，且能夠適應(yīng)多種類型的配氣機構(gòu)，是一種使用比較廣泛的凸輪工作段凸輪型線。所有的函數(shù)凸輪型線設(shè)計都是先設(shè)計型線的一半，即先設(shè)計上升段，然后再設(shè)計下降段，或者通過對稱得到下降段。高次方多項式凸輪一般從挺柱最大升程處即凸輪桃尖處開始設(shè)計，對于工作段根據(jù)高次方多項式計算挺柱升程，常使用六項式或七項式：六項式：七項式：（4-7）高次方多項式凸輪型線的特點是：負(fù)加速度??；正向慣性力小、不易飛脫，凸輪桃尖處的接觸應(yīng)力??；加速度曲線連續(xù)，沖擊小，有利于向高速發(fā)展；方程形式簡單；可用于非對稱凸輪設(shè)計；負(fù)加速度曲線平緩，與氣門彈簧的適應(yīng)性不太好；正加速度值大。圖4-6某1.5LGDI發(fā)動機氣門運動規(guī)律4.2.3配氣機構(gòu)運動學(xué)評價部分常用的配氣機構(gòu)運動學(xué)評價指標(biāo)參數(shù)如下：1）凸輪型線豐滿系數(shù)（4-8）一般要求凸輪型線豐滿系數(shù)>0.5。2）K系