基于ANSYS的发动机气门热_应力耦合分析_王景

体分析，得到流体域与固体域的温度场与压力场。继而
温度场在固体壁面变化，是因为排气歧管废气热量在快
将流体分析得到的温度放在热分析模块中求解该歧管
速流动而导致的温度场变化，因此需要考虑的流体、温
的温度场，完成流-热耦合过程，再将流体分析与热分析
度、固体之间的相互作用与影响。
耦合得到的压力场与温度场作为边界条件，映射到静态
图和体积温度云图，分别如图 7、图 8 所示。
根据分析云图可以得出，由于排气歧管气体流速
快，废气又为高温废气，所以随着废气热量和流速增多，
导致内外侧压力有温差，废气的热交换效率会降低；而
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中。因此本文采用固体热传导的方程计算，传热方程
如下：
(
)
∂μ
∂2 μ ∂2 μ ∂2 μ
=k
+
+
= k ( μ xx + μ yy + μ zz )
压废气流动模拟得出排气歧管的管道流场、应力场和温度场，确定了排气歧管塑性形变集中位置，验证
了排气歧管设计，同时对排气歧管结构性能进行了分析。
关键词：ANSYS；排气歧管；流热固耦合
中图分类号：U464
收稿日期：2023-09-05
DOI：1019999/jcnki1004-0226202312006
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2023 年第 12 期
总第 319 期
较为均匀，流体温度与歧管固体结构壁面温度相近，也
排气歧管的外壁面温度较高，特别是四出二弯道处和二
证明了直接耦合分析歧管的有效性。从速度云图可以
出一弯道处的温度较高，出口处法兰附近的温度较为集
看出，出口处速度较入口速度较快。综合三种云图可以

基于ANSYS的机械密封热力耦合变形计算及分析丁雪兴;吴昊;严如奇;刘勇;闫飞【摘要】针对机械密封在工作时摩擦生热以及受外载荷作用,导致密封端面变形,进而影响密封性能的问题,应用ANSYS软件,对机械密封动环端面温度场分布规律以及温度场引起的热变形、受力引起的力变形和热力耦合变形进行分析.研究结果表明:摩擦生热导致动环端面温度呈梯度分布,随着半径的增大温度从高到低;热变形使端面产生拉伸位移,随着半径的增大变形量减小;受力引起的变形与热变形趋势相反,在内径处产生最大压缩位移,外经处产生最大拉伸位移;热力耦合变形介于两者之间.因此,综合考虑热力耦合变形比单独考虑热、力变形对端面变形影响较小.【期刊名称】《兰州理工大学学报》【年(卷),期】2014(040)005【总页数】5页(P41-45)【关键词】机械密封;温度场;热变形;力变形;热力耦合变形【作者】丁雪兴;吴昊;严如奇;刘勇;闫飞【作者单位】兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州730050;兰州理工大学石油化工学院,甘肃兰州730050【正文语种】中文【中图分类】TH136接触式机械密封正常工作时,密封环相对旋转而产生摩擦热,导致密封面的温度不断升高,热量耗散以及摩擦副磨损.进而引起密封端面长时间磨损,降低使用寿命；摩擦产生的温度梯度,导致热变形和内应力；甚至,当端面温度超过材料的使用温度时,密封环可能产生熔融和热裂等故障.因此,为了保证密封稳定运转和提高机械密封的性能,对机械密封环的热力耦合分析非常重要.近年来国内外学者已经对机械密封的变形分析做了研究.1980年Lebeck 将密封环表面对高压密封流体的对流系数视为常数,建立了一个较真实的密封模型[1].1990年Zeus用有限元方法得到了密封环的温度分布规律[2].2002年洪先志等提出了应用壳体力矩理论求解密封环端面力变形的解析解的方法,并编制了相应的计算程序[3].2006年单晓亮等人得出导热系数对端面温度影响显著,密封端面温度随密封介质压力和主轴转速近似呈线性变化[4].2008年张晓东等对机械密封摩擦磨损进行模拟,寻找一种观察摩擦磨损变化的方法,在泄漏量允许的范围内控制磨损,提高耐磨性[5-7].2010年陈汇龙等利用ANSYS计算大型艉轴机械密封环的温度场,发现艉轴转速及密封介质压力对端面温度影响明显[8].2011年汪义高等得到密封副温度场变化规律、最大值及其位置,认为冲洗是降低密封端面温度的一种有效措施[9].尽管以上学者对机械密封做了大量研究分析,但只是对力和热单独考虑,并没有对力、热和热力耦合进行分析比较,本文将以上3种变形分析比较,为今后机械密封研究提供理论依据.1 密封环热力耦合分析的基本假设1) 密封环结构为轴对称结构,温度场以及加载时的边界条件也为轴对称；2) 密封环材料和密封介质的性质不随温度变化,密封介质以及冲洗液的温度是恒定的；3) 由于接触式机械密封泄漏量相对较小,可以忽略泄漏所带走的热量；4) 假设摩擦所产生热量全部在密封环之间传递,忽略搅拌和热辐射所产生的热量损失；5) 密封环在工作时,假定密封环端面平行,不考虑热力变形对温度场分布的影响.2 边界条件及载荷的确定2.1 主要参数密封介质性质及密封材料的热物理性能对机械密封温度场及应力场的分布有着重要的影响.本文选用的密封件参数为：动环材质为M106K,静环材质为SiC,密封环材料参数见表1.密封介质为液化气,介质压力P介=1.5 MPa,介质温度40 ℃,大气温度20 ℃,主轴转速n=2 950 r/min端面比压P=0.21 MPa,弹簧力P弹=0.14 MPa,摩擦系数取0.1,密封介质参数见表2.因动环材质较软,机械密封的变形主要发生在软环上,所以对机械密封分析只需对动环进行分析.图1为动环力学模型图.表1 动环M106K材料参数Tab.1 Material parameters of rotating ringM106K弹性模量/(N·m-2)泊松比质量密度/(kg·m-3)线膨胀系数/K导热系数/(W·(m·℃)-1)比热容/(J·(kg·℃)-1)2.5×10100.151 8106.5×10635710表2 40 ℃时密封介质参数Tab.2 Sealing medium parameters at 40 ℃密度/(kg·m-3)比热容/(J·(kg·℃)-1)导热系数/(W·(m·℃)-1)动力黏度/(Pa·s)591.122 803.68.67×1029.6×10-3图1 动环力学模型Fig.1 Mechanical model of rotating ring2.2 摩擦热及热流密度计算分析1) 摩擦热计算对于混合摩擦状态下的接触式机械密封,端面摩擦热可按下式计算:Q=fpcvAf(1)式中：f为摩擦系数；pc为端面比压；v为密封面平均线速度；Af为密封面面积. 热流密度：q=fpcv(2)在摩擦产生的热量分配上采用下式计算[10]：qs/q=1/(1+hsλr/hrλs)(3)2) 热流密度计算分析加载热流密度载荷使密封端面产生热变形,进而引起接触压力分布变化.这说明之前加载热流密度存在偏差,所以对加载热流密度精度提高非常有必要.在不加热流密度载荷情况下对模型进行第一次力变形求解,求出端面间接触压力分布.根据接触压力分布计算热流密度分布,并将其加载到模型中进行第二次求解,求出新的接触压力分布和新的热流密度分布.通过数学分析确定收敛准则[11]：(p(i,k+1)≠0;k=1,2,…)(4)式中：Δp(k)为第k次迭代计算前后密封端面各节点接触压力最大相对差；n为密封端面上节点个数；p(i,k)为在第k次计算后端面上第i个节点的接触压力；p(i,k+1)为在第k+1次计算后端面上第i个节点的接触压力；ε占为给定的接触压力最大相对允差值,通常可取0.01.比较前后两次计算接触压力相对差值,如果相对差值不满足收敛准则,说明添加的热流密度载荷不够准确,则应添加新热流密度载荷进行求解,直至满足收敛准则式为止.本文加载的热流密度符合收敛准则,从而验证了热流密度的可靠性.2.3 对流换热系数计算密封环与腔体之间的密封介质流动工况对密封环之间摩擦生热产生的温度场分布有重要影响.因此对于对流换热系数的求解非常重要.针对动环结构中的不同边界,提出以下计算方法[8,11]：对AB、CD和EF边(5)式中：Rec为反映介质旋转搅拌影响的雷诺数；Rea为反映介质横向绕流的雷诺数；Nu为努赛尔常数；Pr为普兰特常数；Dr为动环外径；k1为流体的导热系数；ω为主轴角速度；u为动环周围介质的轴向平均流速；ν1为运动黏度；μ为动力黏度；Cp为流体介质的比热容.对MN边式中：δ为静环与密封腔内壁之间或动环与轴之间的间隙；v为静环或动环周围介质的轴向流速；ε1为修正系数,一般取1.0～2.0.3 有限元分析3.1 温度场分析基于密封环动环结构和边界条件加载具有轴对称性,取密封环截面建立几何模型,对模型采用PLANE55单元进行,由于模型比较规整,所以采用自由网格划分方法.考虑到网格划分精度对计算结果的影响,本文先用比较粗网格计算,然后逐步加密,起初结果会出现变化,直到加密到网格数目为643以后,前后两次的计算结果就相差很小了.因此,本文划分网格数目最终选定为682个.网格划分如图2所示.图2 动环网格划分Fig.2 Meshing of rotating ring根据对流换热系数公式计算得到总热流密度为2.05×105 W/m2,动环热流密度为0.45×105W/m2,对流换热系数分别为：NuAB=7 023.5W/(m·℃),NuCD=6 560.3 W/(m·℃),NuEF=5 808.9 W/(m·℃),NuMN=54.44 W/(m·℃).加载热流密度和对流换热系数,然后求解,求得的温度场分布如图3所示.图3 温度场分布(℃)Fig.3 Temperature field distribution(℃)从图3可以看出,密封环摩擦生热产生的最大温度在密封环端面内径处,最大值为47.64 ℃,最小值为40 ℃.3.2 热变形分析在温度场分析的基础上进行热变形分析.在ANSYS中的操作步骤为：切换单元类型(Thermal to Struc,将PLANE55单元转换为PLANE182单元)；删除热分析的载荷和边界条件；读入热分析的温度载荷；设定结构分析类型；加载位移约束；求解得出热变形的位移云图,如图4所示.图4 动环热变形位移云图(μm)Fig.4 Displacement nephogram of thermal deformation of rotating ring(μm)为了更好地表达密封端面热变形,将其端面轴向变形绘制成如图5所示曲线.图5 端面热变形轴向位移Fig.5 Axial displacement of thermal deformation of end-face从图4和5可以得出,动环密封端面内径处产生最大拉伸位移,位移值为5.91 μm；外径处产生最小拉伸位移,位移值为3.71 μm,呈线性分布.3.3 力变形分析几何模型的建立和上述一样,单元类型选择PLANE182,按照表1定义材料属性,按照图1加载边界条件,求解得出力变形云图如图6所示.图6 动环力变形位移云图(μm)Fig.6 Displacement nephogram of stressing deformation or rotating ring(μm)为了更好地表达密封端面力变形,将其端面轴向变形绘制成如图7所示曲线.从图6和图7可以看出,在动环端面内径处产生最大压缩位移,位移值为-2.2 μm；在动环端面外径处产生最大拉伸位移,位移值为0.667 μm,且呈线性分布.图7 端面力变形轴向位移Fig.7 Axial displacement of stressing deformation of end-face图8 动环热力耦合变形云图(μm)Fig.8 Displacement nepho-gram of thermal-stressing coupled deformation of rotating ring (μm)3.4 热力耦合变形分析在热变形分析的基础上加载介质压力、弹簧力、端面比压以及液膜反力.求得的热力耦合变形如图8所示.为了更好地表达密封端面热力耦合变形,将其端面轴向变形绘制成如图9所示曲线. 图9 端面热力耦合变形轴向位移Fig.9 Axial displacement of thermal-stressing coupled of end-face从图8和图9可以看出,在动环端面内径处产生最小拉伸位移,位移值为3.7 μm；在动环端面外径处产生最大拉伸位移,位移值为4.37 μm.且近似呈线性分布.3.5 三种变形的比较将以上三种变形方式对比绘制成曲线图,如图10所示.图10 三种变形比较Fig.10 Comparison of three kinds of deformation从图10中可以得出,单独考虑热变形和力变形对密封环影响较大,但是综合考虑热力耦合变形对补偿环影响相对较小.4 结论1) 密封环摩擦生热导致动环端面温度呈梯度分布,随着半径的增大温度从高到低,最大值为47.635 ℃,最小值为40 ℃.2) 热变形使端面产生拉伸位移,随着半径的增大变形量减小,呈线性分布.3) 力变形时,在动环端面内径处产生最大压缩位移；在动环端面外径处产生最大拉伸位移,且呈线性分布.4) 热力耦合变形时,在动环端面内径处产生最小拉伸位移；在动环端面外径处产生最大拉伸位移,且近似呈非线性线性分布.5) 单独考虑热变形和力变形对密封环影响较大,但是综合考虑热力耦合变形对补偿环影响相对较小.综合考虑热力耦合变形对今后机械密封密封性能提供理论依据,具有重要意义.参考文献：[1] LEBECK A O. Mixed friction hydrodynamic face seal model with phase change [J].Journal of Lubrication Technology,1980,102(2):133-138.[2] ZEUS D.Viscous friction in small gaps calculations for non-contacting liquid or gas lubricated end face seals [J].TribologyTransactions,1990,33(3):454-462.[3] 洪先志,董宗玉,顾永泉.机械密封端面力变形的解析计算 [J].化工设计,2002,12(2):37-39.[4] 单晓亮,胡欲立.基于ANSYSY的机械密封环温度场分析 [J].润滑与密封,2006(9):116-119.[5] 张晓东,龙静,郭志鸣.基于ANSYS的机械密封环摩擦磨损模拟 [J].机械设计与制造,2008(2):63-64.[6] 丁雪兴,王悦,刘雪岭，等.机械密封焊接波纹管波片的应力计算及分析 [J].兰州理工大学学报,2008,34(1):58-60.[7] 丁雪兴,程香平,杜鹃,等.机械密封混合摩擦微极流体弹性润滑的数值模拟 [J].兰州理工大学学报,2008,34(4):70-73.[8] 陈汇龙,彭正东,丁郁华,等.基于ANSYS的大型艉轴机械密封环温度场理论研究[J].润滑与密封,2010,35(10):73-76.[9] 汪义高,杨昌明,向代忠.基于ANSYS的机械密封副温度场模拟 [J].机械设计与制造,2011(10):28-30.[10] BUCK J.GORDON S.Methodology for design and application of mechanical seals [J].ASLE Transactions,1980,23(3):244-252.[11] 王隽,王娟,周旭辉,等.船舶艉轴密封装置端面密封摩擦副温度场稳态分析 [J].润滑密封,2007,32(7):122-124.。

0x
为热 膨胀 系数 ) 。
0 xy
=
0y
=
T, 而
= 0。 由于
ex , ey ,
物体 存 在 约束, 伴随 热 变 形 将 产 生 热 应 力 !Tx , !Ty , ∀Txy 。 这些 热 应 力又 引 起 该 处 发 生 弹性 应 变 则该点的总应变 exy 。
x y [ 3]
为
= = =
T
=
=
T ( 1 1 0) T + [
0] e]
则式( 1) 可变为[ ] = [ 确定。
物体内各点的位移量由[ ] 确定, 而热应力由[
由应力表达式 #= D [ ] 可得热应力矩阵表达式 [# T ] = [ D] [
e]
= [ D] ([ ] - [
0]
)
2
建立模型
严格按 照 活塞 图纸 尺寸 标 注, 在 SolidWorks2010
ex ey
+ +
0x 0y
( 1)
T
点击 M esh 按 钮, 选 中活 塞模 型进 行 自由 网格 划分, 共产生 6160 单元 10448 节点, 如图 1 所示。
xy
exy
+ 0
x y xy )
令[ ] = ( (
0 x 0y 0x y )
, [
e]
= (
e]
ex ey ex y )
T
,[
0]
PR XY 0. 3
( 4) 定义求解类型。 GU I: M ain Menu > Solution> Analysis T ype> New Analysis, 设定分析类型为 S teady- Stat e( 稳态) 。 ( 5) 施加载荷。 GU I: Main M enu> Solution> Define Loads> Apply > T hermal> Convent ion> On Areas, 分别对活塞上表面

摘要换热器是传热工程必不可少的设备，几乎一切工业领域都要使用。

化工,冶金，动力，交递，航空与航天部门应用尤为广泛。

在底部有热源作用的散热片，主要通过传导与对流进行热交换。

为保证散热片的散热性能达到设计的要求，从而避免电子产品因过热而造成损坏，就需要对其进行热分析，计算在实际工况下的温度分布，校核其散热性能。

因此，对换热器进行热应力耦合分析具有十分重要意义。

传统方法的热分析其温度变化必须是非常的缓慢，而且在升降温过程中的不易控制，难以正确校核其散热性能。

随着计算机技术的发展，使得有限元法有着突飞猛进的进展。

结合计算机辅助设计技术，有限元法也被用于计算机辅助制造中。

ANSYS的热分析基于能量守恒原理的热平衡方程，正确模拟散热片的工况，通过有限元法计算各节点的温度分布，并由此导出其他热物理参数，为散热片的设计选材提供合理的参数，使产品的研发更加快速、高效和经济。

关键词：换热器；有限元；ANSYS；散热片Heat exchanger coupled thermal stress analysisAbstractHeat transfer engineering is essential equipment to be used almost all industrial fields. Chemical, metallurgical, power, handoff, application of aviation and aerospace sector is particularly extensive. In the bottom of the heat sink effect, mainly through conduction and convection heat exchange. To ensure the heat sink thermal performance to meet the design requirements, so as to avoid overheating of electronic products due to damage to its thermal analysis requiredto calculate the temperature distribution in the actual conditions, check the heat dissipation. Therefore, thermal stress coupled heat exchanger analysis is of great significance. Traditional methods of thermal analysis the temperature change must be very slow, and in heating and cooling process difficult to control, difficult to properly check its thermal performance. With the development of computer technology, finite element method has made rapidprogress. Combined with computer-aided design,finite element method is also used in computer-aided manufacturing. ANSYS thermal analysis is based on the principle of conservation of heat energybalance equation, the correct simulation of the heat sink conditions, the finite elementmethod to calculate the temperature distribution of each node, and thus other thermalphysical parameters derived for the design of heat sink to provide a reasonableselection of parameters Make product development more rapid, efficient and economical.Key Words：Heat control；Finite element；ANSYS；Heatsink目录摘要 (I)Abstract (II)第一章绪论............................ .. (1)1.1 引言 (1)1.2 计算机仿真技术的发展 (1)1.3 热分析方法的选择 (2)第二章课题相关知识介绍 (4)2.1散热片知识 (4)2.1.1散热片的材质比较 (4)散热片结构的设计 (4)2.2有限元分析理论与ANSYS (6)有限元分析理论 (6)有限元常用术语 (7)架构及命令 (7)分析典型过程与功能 (8)2.2.5 国内外发展状况 (9)有限元热分析原理 (9)第三章ANSYS三维模拟计算过程 (13)3.1 散热片模型及几何尺寸 (13)3.2 ANSYS有限元分析进程 (14)环境简介 (14)的建模过程 (15)操作条件的确定 (15)边界条件的确定 (15)计算结果与分析 (16)第四章结论 (21)谢辞 (22)参考文献 (23)附录：散热片模型建模程序 (24)第一章绪论1.1 引言热分析主要用于计算一个系统或部件的温度分布及其他热物理参数，如热量的获取或损失、热梯度、热流密度（热通量）等。