畢玉華，陳思吉，姚國(guó)仲，陳美園，申立中，夏開(kāi)略

（1.昆明理工大學(xué)，云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，昆明 650500；2.昆明云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司，昆明 650500）

前言

隨著排放法規(guī)的日益嚴(yán)格以及柴油機(jī)強(qiáng)化程度的提高，導(dǎo)致缸內(nèi)機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷大幅度升高，活塞與缸套熱負(fù)荷持續(xù)增加。缸套內(nèi)部與高溫燃?xì)饨佑|，外部環(huán)繞冷卻液，內(nèi)外溫差較大，缸套在不均勻的熱負(fù)荷作用下，容易產(chǎn)生失圓變形［1］。缸套的不規(guī)則變形會(huì)影響缸套與活塞環(huán)間的密封、潤(rùn)滑以及磨損性能，溫度過(guò)高還會(huì)導(dǎo)致缸套的強(qiáng)度和硬度下降，降低其可靠性和使用壽命。為了使發(fā)動(dòng)機(jī)各部件能在適當(dāng)溫度下工作，保證其工作可靠性，需要利用流體力學(xué)及傳熱理論，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)及整體性能進(jìn)行優(yōu)化，從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)的熱負(fù)荷，減少熱變形［2］。

缸套熱變形研究一般采用實(shí)驗(yàn)研究與數(shù)值計(jì)算兩種方式。采用冷卻水腔與機(jī)體的流固耦合傳熱分析方法是解決零部件熱負(fù)荷分析以及冷卻系統(tǒng)流動(dòng)與傳熱問(wèn)題的理想途徑，也為解決冷卻不均勻性帶來(lái)的缸套失圓問(wèn)題提供分析方案［1］。國(guó)內(nèi)外都分別有對(duì)柴油機(jī)缸套進(jìn)行模擬仿真計(jì)算，得到缸套溫度場(chǎng)分布規(guī)律的研究［3-6］。Dhar 等［7］通過(guò)試驗(yàn)手段，通過(guò)熱電偶傳感器測(cè)試了柴油機(jī)工作狀態(tài)下缸套的變形量。Yang等［8］基于有限元法和計(jì)算流體力學(xué)對(duì)缸套變形進(jìn)行了數(shù)值仿真，通過(guò)傅里葉變換來(lái)描述熱載荷在變形缸孔周?chē)姆植继卣鳌６槿龋?］和吳禮民等［10］進(jìn)行了流-固耦合傳熱分析，研究了缸套在機(jī)械載荷和熱載荷作用下的變形特征。汪嘯寒等［11］和裴梅香等［12］通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水套進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，得到了調(diào)整分水孔的大小可優(yōu)化水套冷卻能力的結(jié)論。綜上所述，專(zhuān)家學(xué)者們對(duì)缸套溫度場(chǎng)分布、缸套熱變形和冷卻水套冷卻能力都各有研究，但是針對(duì)冷卻液流動(dòng)均勻性對(duì)缸套熱變形的研究較少。

本文中以某高壓共軌四缸柴油機(jī)為研究對(duì)象（基本參數(shù)見(jiàn)表1），基于正交實(shí)驗(yàn)的方法對(duì)模型進(jìn)行CFD 計(jì)算，確定了最優(yōu)方案，應(yīng)用流固耦合傳熱的數(shù)值方法，對(duì)比分析了原方案與優(yōu)化方案缸蓋水套的溫度場(chǎng)、缸套的溫度場(chǎng)和缸套的熱變形，優(yōu)化方案大大地改善了缸套冷卻不均勻，從而減少了缸套變形。

表1 柴油機(jī)基本參數(shù)

1 流固耦合傳熱理論

1.1 流體動(dòng)力學(xué)通用控制方程

將水套冷卻液的流動(dòng)假設(shè)為三維穩(wěn)態(tài)湍流不可壓流動(dòng)，流場(chǎng)中速度、溫度T 服從一個(gè)通用的守恒原理。熱、質(zhì)傳遞，流體流動(dòng)，湍流以及其相關(guān)現(xiàn)象的所有微分方程均可看成是通用控制方程的一個(gè)特殊情況。如果用φ 表示通用因變量，則可以用一個(gè)通用方程來(lái)表示［13］，即

式中：φ為通用因變量；ρ為密度；Γφ為廣義的擴(kuò)散系數(shù)項(xiàng)；Sφ為廣義源項(xiàng)。第1 項(xiàng)為非穩(wěn)定項(xiàng)，第2 項(xiàng)為對(duì)流項(xiàng)，第3 項(xiàng)Γφ為擴(kuò)散項(xiàng)，第4 項(xiàng)Sφ為源項(xiàng)。當(dāng)φ取不同值時(shí)，式（1）可以分別表示連續(xù)方程、動(dòng)量方程、能量方程和湍流模型方程。

1.2 流固耦合傳熱控制方程

流固耦合傳熱計(jì)算的關(guān)鍵是實(shí)現(xiàn)流體與固體交界面處的熱量傳遞。由能量守恒可知，在流固耦合界面處，固體傳出的熱量應(yīng)等于流體吸收的熱量。所以，可采用式（2）來(lái)描述［14］這一守恒：

式中：Kcond為固體的導(dǎo)熱系數(shù)；qconv為熱流量；Tw為壁面溫度；Tf為流體溫度；hconv為局部對(duì)流換熱系數(shù)。

2 流固耦合系統(tǒng)分析模型

2.1 流固耦合系統(tǒng)模型建立

基于CFD 和有限元軟件對(duì)缸套熱變形進(jìn)行具體分析，主要考慮的計(jì)算部件包括缸蓋、機(jī)體、缸墊、缸套、缸蓋螺栓等。由于螺栓、缸墊、缸套都是承載力的關(guān)鍵部件，是分析中重點(diǎn)考慮的部件，并且其幾何結(jié)構(gòu)相對(duì)規(guī)則。因此，對(duì)此3 種部件都以六面體的形式劃分。而考慮到缸蓋、機(jī)體結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，以及工作量的大小，則采用完全能滿足溫度及應(yīng)力分析要求的四面體網(wǎng)格，如圖1 所示。其中缸蓋網(wǎng)格單元為401 138 個(gè)，機(jī)體網(wǎng)格單元為638 050 個(gè)，而螺栓、缸墊、缸套的網(wǎng)格單元分別為10 632、3 194、60 480個(gè)。

冷卻水套采用AVL 前處理網(wǎng)格劃分軟件FAME進(jìn)行混合網(wǎng)格劃分，不考慮水泵的影響，同時(shí)簡(jiǎn)化了過(guò)渡圓角、倒角等，對(duì)缸蓋水套鼻梁區(qū)、各上水孔、側(cè)水孔等關(guān)鍵位置進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化，水套網(wǎng)格模型如圖2 所示，主要由六面體單元組成，約占93%左右，網(wǎng)格數(shù)量約為278萬(wàn)。

2.2 材料屬性

由于各個(gè)部件的材料不同，其物理特性也不同，具體參數(shù)如表2所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)裝配體有限元網(wǎng)格模型

圖2 水套網(wǎng)格模型

表2 部件材料基本參數(shù)

2.3 邊界條件

2.3.1 傳熱邊界條件

傳熱邊界條件主要考慮缸內(nèi)氣體傳熱邊界條件，進(jìn)、排氣道傳熱邊界條件，自由表面熱邊界條件和流固耦合面邊界條件等。

（1）缸套傳熱邊界條件

根據(jù)文獻(xiàn)［15］中的公式，可以計(jì)算出缸內(nèi)距缸套頂部h 處平均對(duì)流換熱系數(shù)αm（h）和平均燃?xì)鉁囟萒m（h），分別為

氣缸內(nèi)部一個(gè)循環(huán)內(nèi)當(dāng)量平均燃?xì)鉁囟群彤?dāng)量平均換熱系數(shù)［16］為

利用BOOST 軟件可以計(jì)算得到瞬時(shí)氣體溫度與瞬時(shí)換熱系數(shù)，再根據(jù)上述公式得到各個(gè)高度區(qū)間的溫度值及平均換熱系數(shù)，如圖3 所示。其中，此柴油機(jī)行程為115 mm，行程以下的缸套部分不與燃?xì)饨佑|，而是主要與油底殼中被甩上來(lái)的潤(rùn)滑油以及冷卻噴嘴噴出的潤(rùn)滑油接觸，其對(duì)應(yīng)的邊界溫度取機(jī)油最高溫度140 ℃，即413 K；另外，根據(jù)有關(guān)經(jīng)驗(yàn)，對(duì)應(yīng)的換熱系數(shù)取640 W/（m2·K）。

圖3 氣缸套內(nèi)表面燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界條件

（2）缸蓋與燃?xì)饨佑|的燃燒室表面邊界條件

圖4 火力面區(qū)域分布

采用本田研發(fā)中心推薦的方法確定氣缸蓋火力面的換熱系數(shù)，將燃燒室表面劃分為7 個(gè)區(qū)域，如圖4所示［17］，圖中1-7 代表缸蓋分區(qū)。根據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)得的缸蓋溫度場(chǎng)與計(jì)算的缸蓋溫度場(chǎng)數(shù)據(jù)，反復(fù)修正各區(qū)域加載的對(duì)流換熱系數(shù)與環(huán)境溫度，最終得到氣缸蓋表面燃?xì)鈧?cè)傳熱邊界條件，見(jiàn)表3。

表3 氣缸蓋燃燒室傳熱邊界條件

（3）進(jìn)、排氣道傳熱邊界條件

根據(jù)參考文獻(xiàn)推薦值［18］，計(jì)算時(shí)選取進(jìn)氣道表面換熱系數(shù)為250 W/（m2·K），溫度為333.5 K；排氣道表面換熱系數(shù)為350 W/（m2·K），溫度為940 K。另外，空氣側(cè)的換熱系數(shù)取50 W/（m2·K），溫度取大氣溫度，即298 K。

（4）流固耦合面邊界條件

假設(shè)缸蓋平均溫度為393 K，機(jī)體平均溫度為373 K。

（5）流體流動(dòng)邊界條件

選擇標(biāo)定工況計(jì)算，假定冷卻液在水套內(nèi)流動(dòng)為不可壓縮的黏性湍流運(yùn)動(dòng)。根據(jù)標(biāo)定功率工況試驗(yàn)，冷卻液入口流量為180 L/min，溫度為358 K，湍動(dòng)能為1.0 m2/s2，湍動(dòng)能尺度為0.003 7 m。出口采用質(zhì)流量邊界條件：進(jìn)水口為180 L/min，主出水口為120 L/min，EGR 冷卻器進(jìn)水口為30 L/min，機(jī)油冷卻器進(jìn)水口為20 L/min，水泵小孔進(jìn)水口為10 L/min。

（6）缸蓋和機(jī)體的溫度、流量、壓力測(cè)試

由于發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部冷卻液的流動(dòng)情況的復(fù)雜性，在計(jì)算仿真過(guò)程中，做了過(guò)多的簡(jiǎn)化，因此需要實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)為CFD分析提供驗(yàn)證性的數(shù)據(jù)。

在圖5 中對(duì)應(yīng)的溫度測(cè)點(diǎn)T1～T9 上安裝熱電偶，其中T1、T2、T3、T4 測(cè)試缸蓋進(jìn)氣側(cè)1、2、3、4 缸處的冷卻液溫度；T5測(cè)試由缸蓋進(jìn)入EGR 冷卻器的冷卻液溫度，T6測(cè)試EGR 冷卻器及機(jī)油冷卻器水腔的回水溫度；T7、T8分別測(cè)量機(jī)體主分水道內(nèi)對(duì)應(yīng)1缸、2 缸處冷卻液溫度；T9 測(cè)量機(jī)體飛輪端4 缸處冷卻液的溫度。L1 測(cè)量由缸蓋進(jìn)入EGR 冷卻器的冷卻液流量，L2測(cè)量發(fā)動(dòng)機(jī)大循環(huán)的水泵流量。P1測(cè)量冷卻液進(jìn)入機(jī)體主水道的壓力，P2 測(cè)量缸蓋主出水口的壓力。

圖5 測(cè)點(diǎn)位置

臺(tái)架實(shí)驗(yàn)與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)是有區(qū)別的。因此，計(jì)算前先根據(jù)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)條件進(jìn)行仿真計(jì)算，來(lái)驗(yàn)證模型的正確性。圖6 給出了T1～T9 各測(cè)點(diǎn)溫度實(shí)驗(yàn)值與仿真值，可以看出，各轉(zhuǎn)速下測(cè)點(diǎn)的變化趨勢(shì)是一致的。

圖6 各測(cè)點(diǎn)溫度值

由于實(shí)驗(yàn)條件的限制，大循環(huán)水泵和EGR 冷卻器只測(cè)了進(jìn)口流量的大小，因此，仿真值提取相應(yīng)轉(zhuǎn)速下各位置的流量大小與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比。各轉(zhuǎn)速下水泵大循環(huán)流量值、各EGR 冷卻器進(jìn)口流量值和各轉(zhuǎn)速下進(jìn)出水口壓力差圖，如圖7所示。

綜合以上實(shí)驗(yàn)值與仿真值的對(duì)比可知，仿真值與實(shí)驗(yàn)值變化趨勢(shì)一致，誤差都在10%以內(nèi)，仿真模型正確。

2.3.2 接觸邊界條件

缸蓋與缸墊之間定義小滑移接觸；機(jī)體與缸墊之間也定義小滑移接觸；機(jī)體與氣缸套的上、下兩區(qū)域定義小滑移接觸；缸蓋與螺栓之間定義小滑移接觸；螺栓與機(jī)體定義綁定約束。

圖7 各轉(zhuǎn)速下的流量和壓力差圖

2.3.3 位移邊界條件

計(jì)算時(shí)，將氣缸蓋與氣缸墊接觸面上的節(jié)點(diǎn)3個(gè)方向自由度約束（即綁定約束），缸蓋與螺栓、機(jī)體與缸墊接觸面上節(jié)點(diǎn)3 個(gè)方向自由度也約束，機(jī)體底面上所有節(jié)點(diǎn)的6個(gè)自由度都要約束。

2.3.4 力的邊界條件

通過(guò)式（7）經(jīng)驗(yàn)公式［19］，可算出缸蓋螺栓預(yù)緊力工程中實(shí)際大小為62 450 N。

式中：F 為螺栓預(yù)緊力；T 為螺栓擰緊力矩；d2為螺紋中徑；φr為螺紋副當(dāng)量摩擦角；fc為摩擦因數(shù)；D0為螺栓頭部環(huán)形支撐面外徑；d0為螺栓孔直徑。

作用于缸蓋氣體壓力的經(jīng)驗(yàn)公式為

缸套內(nèi)壁所受的氣體壓力經(jīng)驗(yàn)公式為

式中：Fi為缸蓋所受氣體作用力；D 為氣缸直徑；pi為缸內(nèi)壓力；x為某曲軸轉(zhuǎn)角下活塞行程。

活塞側(cè)擊力計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式為

式中：N為活塞側(cè)擊力；p1為曲軸氣體壓力；mj為往復(fù)慣性質(zhì)量；R 為曲柄半徑為曲柄角速度；α 為曲軸轉(zhuǎn)角；β為連桿擺角。

3 原機(jī)分析

3.1 原機(jī)不同載荷對(duì)缸套變形的影響

在機(jī)械負(fù)荷與熱載荷的作用下，缸套容易產(chǎn)生變形和失圓，為了研究不同載荷對(duì)缸套變形的影響，在前期的研究中選取了4 種加載方案：只加載熱負(fù)荷為方案a；在方案a 基礎(chǔ)上加載缸蓋螺栓預(yù)緊力為方案b；在方案b 的基礎(chǔ)上加載第3 缸內(nèi)最高燃燒壓力為方案c；在方案c 基礎(chǔ)上加載第3 缸活塞側(cè)擊力為方案d。組成4個(gè)方案進(jìn)行熱機(jī)耦合計(jì)算，對(duì)比分析了不同加載方案的缸套綜合變形最大值，如圖8所示［20］。

圖8 不同方案缸套綜合變形最大值對(duì)比

從圖8 可知：在各加載方案中熱負(fù)荷產(chǎn)生的缸套熱變形占主導(dǎo)地位；其次對(duì)缸套變形值影響較大的載荷為缸蓋螺栓預(yù)緊力和缸內(nèi)最高燃燒壓力，而活塞側(cè)擊力對(duì)缸套變形值影響較小。因此，文中僅對(duì)缸套熱變形及影響因素進(jìn)行研究。

3.2 原機(jī)冷卻水套流場(chǎng)與傳熱分析

根據(jù)AVL經(jīng)驗(yàn)值，整機(jī)流場(chǎng)平均流速達(dá)到0.5 m/s 以上、換熱系數(shù)達(dá)到5 000 W/（m2·K）以上即可滿足冷卻要求。圖9和圖10給出了機(jī)體水套的流場(chǎng)及換熱系數(shù)云圖。由圖可以看出大致的流場(chǎng)分布趨勢(shì)以及換熱能力的強(qiáng)弱，機(jī)體水套平均流速為0.61 m/s，平均換熱系數(shù)為5 006 W/（m2·K），均達(dá)到要求。

圖9 機(jī)體水套流場(chǎng)分布云圖

圖10 機(jī)體水套換熱系數(shù)分布云圖

缸套部位在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)要承受很大的熱負(fù)荷，此處的冷卻能力是否能達(dá)到要求至關(guān)重要。因此，需要進(jìn)一步考察各缸缸套部位流速的分布，圖11 給出了缸套部位冷卻水流場(chǎng)分布云圖?？梢钥闯觯鞲妆砻媪魉俨顒e并不是很大，但是排氣側(cè)流速小于進(jìn)氣側(cè)流速，存在很大的流動(dòng)不均勻現(xiàn)象。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因主要是總布水道布置在進(jìn)氣側(cè)，冷卻液要先經(jīng)進(jìn)氣側(cè)才能到達(dá)排氣側(cè)，流動(dòng)過(guò)程由于阻力以及內(nèi)部結(jié)構(gòu)的原因，會(huì)出現(xiàn)流阻損失以及分流現(xiàn)象，從而造成排氣側(cè)冷卻液流量要小于進(jìn)氣側(cè)流量值。

圖11 缸套表面流場(chǎng)分布云圖

一般情況下，越靠近缸套上止點(diǎn)，熱負(fù)荷越大，要求對(duì)應(yīng)的缸套表面水套流速越大，從圖11 可以看出，缸套表面上部的流速相對(duì)大些，但底部流速出現(xiàn)局部過(guò)大的現(xiàn)象。為了能更好地評(píng)價(jià)流速能否達(dá)標(biāo)，給出了各缸缸套表面冷卻液平均流速，見(jiàn)圖12。

圖12 缸套表面冷卻液平均流速

結(jié)合圖12 可以看出，缸套表面平均流速變化幅度較小，各缸平均流速相對(duì)差值不大。根據(jù)AVL經(jīng)驗(yàn)值，缸套上部的冷卻液平均速度不要低于0.50 m/s，從圖中可以看出各缸上部對(duì)應(yīng)的平均流速值偏低，未能達(dá)到建議值，需要對(duì)冷卻水套進(jìn)行優(yōu)化。

4 水套優(yōu)化方案

圖13 是冷卻液流向及水孔分布示意圖。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)水套的基本結(jié)構(gòu)以及流動(dòng)路線，通過(guò)改動(dòng)布水道側(cè)機(jī)體分水孔（B、C、D、E），記為因素X；布水道缸蓋上水孔（2、4、6、8），記為因素Y；進(jìn)氣側(cè)缸蓋上水孔（1、3、5、7、9），記為因素Z 來(lái)優(yōu)化缸套流動(dòng)不均勻性問(wèn)題。每因素選擇3 水平，建立因素水平對(duì)照表，如表4所示。

圖13 冷卻液流向及水孔分布圖

表4 冷卻水流動(dòng)影響因素水平表

選擇正交實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)L9（34）建立實(shí)驗(yàn)方案，選取缸蓋、鼻梁區(qū)、缸套表面上部的平均流速、整機(jī)水套最大壓力損失以及各缸冷卻液的流動(dòng)不均勻性平均值作為其考核指標(biāo)［21］。根據(jù)實(shí)驗(yàn)方案，進(jìn)行9 次CFD分析計(jì)算，得到實(shí)驗(yàn)指標(biāo)隨各因素變化的結(jié)果，如圖14 和圖15 所示（注：不均勻性=1-各缸上水孔流量/各缸上水孔平均流量）。

圖14 各方案不同位置平均流速柱形圖

圖15 各方案水套最大壓力損失以及冷卻液流動(dòng)不均勻性平均值柱形圖

由圖14 可知，如果只考慮缸蓋與鼻梁區(qū)的平均流速，方案1 與方案7 較好；而方案1 的缸套水套上半部表面的平均流速明顯要高；根據(jù)圖15 所示，方案1的壓力損失不是9個(gè)方案中最小的，但它小于設(shè)計(jì)建議值0.06 MPa，符合設(shè)計(jì)要求；已有研究表明，各缸流動(dòng)不均勻性應(yīng)控制在±5%以內(nèi)［22］，方案1 各缸流動(dòng)不均勻性在設(shè)計(jì)可允許范圍內(nèi)。綜合以上幾個(gè)因素，最終確定方案1為最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。

方案1 與原方案比較，缸蓋水套平均流速提高了0.07 m/s；鼻梁區(qū)流速提高了0.1 m/s；而缸套表面上部的平均流速提高了0.09 m/s。由此可以看出，各區(qū)域的平均流速提高是很大的，改進(jìn)效果明顯。還可以明顯看出，方案1 較原方案的冷卻不均勻性改進(jìn)很大，平均下降了9.78%。

4.1 缸蓋水套溫度場(chǎng)對(duì)比

基于流固耦合法，通過(guò)反復(fù)迭代計(jì)算，最終可以得到原方案與優(yōu)化方案缸蓋冷卻水套溫度場(chǎng)分布云圖，如圖16所示。

根據(jù)圖16 可知，原方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了117.35 ℃，出現(xiàn)在2缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了107.21 ℃，出現(xiàn)在3 缸鼻梁區(qū)。優(yōu)化方案較原方案相比，降低了10 ℃左右，改進(jìn)效果很明顯。

4.2 缸套溫度場(chǎng)對(duì)比

圖17 給出了氣缸套溫度場(chǎng)的分布云圖。溫度最高點(diǎn)都出現(xiàn)在3 缸排氣側(cè)靠近上止點(diǎn)區(qū)域，分別達(dá)到176.95和173.35 ℃，優(yōu)化方案比原方案最高溫度降低了3.6 ℃左右。通過(guò)對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化方案不僅降低了缸套最高溫度，整體平均溫度也降低很多，均勻性有了很大的提高；1、2、4 缸對(duì)應(yīng)的缸套上部的內(nèi)壁溫度都得到了明顯改善，周向溫度分布也變得更均勻，一定程度上會(huì)降低局部磨損。

圖16 缸蓋水套溫度場(chǎng)分布云圖

圖17 原方案與優(yōu)化方案氣缸套溫度場(chǎng)云圖

由圖17可知，3缸溫度場(chǎng)分布均勻性最差，并且溫度也較高，因此，有必要對(duì)3 缸的溫度梯度分布情況展開(kāi)研究。周向上，以缸套進(jìn)氣側(cè)中間為參考點(diǎn)，設(shè)定進(jìn)氣側(cè)方向的角度為0°，飛輪端方向?yàn)?0°，排氣側(cè)方向?yàn)?80°，皮帶輪方向?yàn)?70°，分為4 等份。軸向上，以上止點(diǎn)為起點(diǎn)，從上到下，研究原方案與優(yōu)化方案3 缸缸套溫度隨著距離上止點(diǎn)的高度變化而變化的趨勢(shì)，如圖18所示。

圖18 軸向的溫度變化

優(yōu)化方案3 缸缸套在各角度下變化趨勢(shì)較原方案并無(wú)大的差別，缸套溫度由上止點(diǎn)至下止點(diǎn)，總體呈現(xiàn)逐漸下降趨勢(shì)；下止點(diǎn)之后的缸套壁面區(qū)域溫度呈現(xiàn)增高趨勢(shì)。主要不同點(diǎn)在于，優(yōu)化方案變化的趨勢(shì)較原方案要平緩許多，這得益于優(yōu)化方案的冷卻均勻性得到了很大的提高。

4.3 缸套熱變形對(duì)比

圖19 原方案與優(yōu)化方案氣缸套變形云圖

由圖19 原方案與優(yōu)化方案氣缸套熱變形圖可發(fā)現(xiàn)，靠近排氣側(cè)4 缸缸套上部區(qū)域綜合變形量最大，分別達(dá)到了0.209 7 與0.207 4 mm，缸套上部與機(jī)體、缸墊直接接觸，高溫膨脹過(guò)程中受到的約束作用大，不僅導(dǎo)致了熱應(yīng)力非常大，同時(shí)其對(duì)應(yīng)的綜合變形較其他部位也大很多。

分別距離缸套頂部0、50、115 mm 截取3 個(gè)截面，提取各缸缸套的徑向變形擬合成極坐標(biāo)曲線，見(jiàn)圖20。

對(duì)比原方案與優(yōu)化方案，各高度水平下，優(yōu)化方案比原方案變形量都有不同程度的減小，1 缸最大優(yōu)化量能達(dá)到0.03 mm 左右；2 缸氣缸套中部（50 mm）變形優(yōu)化比較明顯，最大優(yōu)化值約為0.01 mm；3 缸改進(jìn)與2 缸相似，最大改進(jìn)量也在0.01 mm 左右；4缸優(yōu)化方案改進(jìn)不是很明顯。

對(duì)于四缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，第1 缸與第4 缸，第2 缸與第3 缸變形的方向和大小均相似，因此以3 缸和4缸為例，沿進(jìn)氣側(cè)和排氣側(cè)（0°和180°）特征線位置提取缸套的軸向變形擬合曲線，見(jiàn)圖21。對(duì)比兩方案，優(yōu)化方案較原方案都有了不同程度的改進(jìn)。但是，4 缸0°位置下，優(yōu)化方案比原方案的變形增加了0.01 mm 左右，造成此種現(xiàn)象的原因是4 缸位置處的上水孔變大，使得進(jìn)入機(jī)體進(jìn)氣側(cè)的冷卻液變少，流速變低，導(dǎo)致此處熱負(fù)荷增大，變形比改進(jìn)前還大。

綜上所述，優(yōu)化冷卻水套的結(jié)構(gòu)，能有效改善缸套冷卻不均勻，較好地提高整機(jī)的冷卻能力，從而降低柴油機(jī)的熱負(fù)荷，減少熱變形。

5 結(jié)論

（1）冷卻水套優(yōu)化后，缸蓋水套平均流速提高了0.07 m/s；鼻梁區(qū)流速提高了0.1 m/s；而缸套表面上部的平均流速提高了0.09 m/s。優(yōu)化方案的冷卻不均勻性平均下降了9.78%。

（2）原方案缸蓋水套最高溫度為117.35 ℃，出現(xiàn)在2 缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案缸蓋水套最高溫度達(dá)到了107.21 ℃，出現(xiàn)在3缸鼻梁區(qū)；優(yōu)化方案較原方案相比，缸蓋水套最高溫度下降了8.64%。原方案與優(yōu)化方案缸套最高溫度點(diǎn)都出現(xiàn)在3 缸排氣側(cè)靠近上止點(diǎn)區(qū)域，缸套最高溫度分別達(dá)到176.95 和173.35 ℃，優(yōu)化方案較原方案的缸套最高溫度降低了2.03%。

圖20 缸套徑向變形

（3）原方案與優(yōu)化方案氣缸套熱變形最大點(diǎn)出現(xiàn)在靠近排氣側(cè)4 缸缸套上部，最大變形量分別達(dá)到了0.209 7 與0.207 4 mm，優(yōu)化冷卻水套后，熱變形最大值減小了1.10%。在不同位置水平下，1 缸最大優(yōu)化量能達(dá)到0.03 mm左右；2缸氣缸套中部變形優(yōu)化比較明顯，最大優(yōu)化值約為0.01 mm；3 缸改進(jìn)與2 缸相似，最大改進(jìn)量也在0.01 mm 左右；4 缸優(yōu)化方案改進(jìn)不是很明顯。

圖21 缸套軸向變形