表1GB20891-2014排放限值
1原机特征
该柴油机原机开发年代较早，主要结构特征：龙门式灰铸铁机体，斜插式机油泵，2气门整体式铸铁缸盖；非涨断式合金钢连杆，侧置凸轮轴，球铁曲轴；自然吸气和增压机型覆盖55-80马力拖拉机配套，最大爆发压力12MPa；机油耗0.35g/kW·h。

2国4机开发目标
以拖拉机和联合收割机为主要配套对象，功率和最大扭矩指标确定为两档，拟根据计算分析结果和初步试验结论确定最终SOP产品技术指标：
表2动力性开发目标
额定功率最大扭矩
却较好，未出现温度过高情况。

②各缸机体水套内冷却液流动组织情况差异较大，导致各缸缸套温度分布不均匀，额定工况下缸套最高温度为198.95℃，最大扭矩工况下为265.28℃。

最大扭矩工况下缸套温度偏高，建议优化冷却系统。

③缸套温度分布呈现四角较高的趋势，缸套缸间部分温度较高。

④各缸缸盖流量分布不均匀性明显，四缸流量最大，一缸流量最小，额定工况流量不均匀度为61.7%，最大扭矩工况为51.8%。

因此各缸缸盖火力面温差较大，额定工况火力面最高温度最大相差10℃（一缸最高，四缸最低），最大扭矩工况相差6℃，可以通过优化水套出入水口布置、上水孔位置和尺寸进行优化改善。

⑤缸盖排气道侧冷却液流量及流动情况明显高于进气道侧流量，符合对高热负荷的排气道加强冷却的需求。

4.2缸盖&机体疲劳分析：用Abaqus计算缸盖&机体应力场、高周疲劳安全系数及低周疲劳寿命。

均小于其材料抗拉极限（250MPa）。

图2机体高周疲劳安全系数最低点
4.2.2机体主轴承壁计算结果表明，只有第四主轴承壁最低安全系数为0.75，不满足可靠性要求，需要进行结构优化，见图3和图4。

设计优化后第四主轴承壁优化后最低安全系数达到1.28，已满足可靠性要求。

4.2.3气缸盖存在应力大于抗拉极限（250MPa）的位置见图5，在额定工况下，最大值为27
5.04MPa；缸盖高周疲劳安全系数最低值为1.095；缸盖低周疲劳寿命最低值为345
6.9。

最大扭矩工况下：应力最大值为294.57MPa；缸盖高周疲劳安全系数最低为0.934，不满足可靠性要求；缸盖低周疲劳寿命最低值为3088.7。

图5缸盖应力危险点
图1受热零部件热流固耦合计算流程
图3主轴承高周疲劳分析-第四主轴承壁(原结构)
图4主轴承高周疲劳分析-第四主轴承壁优化(优化后)
图6烟度试验结果
本项目产品主要用于农业机械，农业机械动力对可靠性和配件等方面要求较高，老产品结构成熟，维修方便，配件体系健全，用户欢迎在这种成熟产品上进行排放升级。

本项目原定最大功率目标为117kW，通过计算分析，综合考虑市场需求和技改投入，选择了103kW功率指标以避免大规模技改的策略，既有利于市场应用和售后服务，也有利于降低成本，特别是可以避免大规模技改带来的一系列问题。

参考文献:
[1]左正兴，廖日东，等.高强化柴油机结构仿真与分析[M].北京：北京理工大学出版社，2010.
[2]刘胜吉，赵宇超，王建.中国中小功率非道路柴油机低排放技术路线的探讨[J].内燃机工程，2017（06）.。