李樹生，張振勝，楊加成，張月華，唐長明

（中國石油集團(tuán) 濟(jì)柴動力總廠，山東濟(jì)南250306）

為滿足石油鉆井及泥漿泵機(jī)組對動力的需求，提高現(xiàn)有190柴油機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性及可靠性，公司決定在3000系列190柴油機(jī)的基礎(chǔ)上，通過加大活塞行程，降低轉(zhuǎn)速以實現(xiàn)柴油機(jī)的優(yōu)化。為了能夠?qū)π谐碳哟蠛蠡钊M的運動狀況有更確切的了解，對活塞運動進(jìn)行模擬仿真分析顯得尤為重要，其不僅有助于掌握活塞組的運動及受力狀況，校驗活塞組的設(shè)計，同時還對機(jī)體、氣缸套、連桿等零部件部分結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定提供理論依據(jù)。

活塞組作為發(fā)動機(jī)主要的關(guān)鍵部件，長時期工作在非常惡劣的環(huán)境中，其不僅要承受著很高的熱負(fù)荷，而且還要受到強(qiáng)大的周期性動載荷沖擊和高速運動磨損。所以活塞組的運行受力狀況對柴油機(jī)的可靠性、壽命、動力性和經(jīng)濟(jì)性等諸多方面有著至關(guān)重要的影響。

1 柴油機(jī)主要參數(shù)

根據(jù)市場的需求及原柴油機(jī)主要零部件結(jié)構(gòu)所能承受的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷，確定了新產(chǎn)品加大行程后的設(shè)計指標(biāo)，與原機(jī)型的參數(shù)對比如表1所示。

表1 兩種機(jī)型主要性能參數(shù)對比

該機(jī)型的行程比原柴油機(jī)增大了40mm，曲軸回轉(zhuǎn)半徑與連桿長度的比值λ基本不變，機(jī)體的V形夾角未變，機(jī)體、氣缸套及曲軸的部分尺寸進(jìn)行相應(yīng)的變動。

2 計算系統(tǒng)圖

應(yīng)用AVL GLIDE模擬軟件進(jìn)行活塞運動的模擬計算其系統(tǒng)流程示意圖如圖1所示。

圖1 模擬計算系統(tǒng)示意圖

該示意圖中兩種計算方案相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸除活塞燃燒室略有不同外，主要是因柴油機(jī)行程的加大而有所差異，活塞、活塞環(huán)及氣缸套之間的各相應(yīng)冷態(tài)配合間隙均相同。

運動件的質(zhì)量、慣量等數(shù)據(jù)則是通過三維建模賦予物理特性計算所得，發(fā)動機(jī)氣缸壓力參數(shù)源于熱力學(xué)計算，氣缸套的安裝變形，氣缸套、活塞及活塞環(huán)的熱態(tài)參數(shù)參考原柴油機(jī)的測量及試驗數(shù)據(jù)。

該模擬計算的結(jié)果主要包括活塞的運動分析、活塞環(huán)的動力分析及潤滑油的消耗計算。其中前兩項內(nèi)容也是潤滑油消耗量計算所必須的前提條件。

3 計算模型的建立

采用AVL公司開發(fā)的GLIDE模擬計算軟件進(jìn)行活塞組工作狀況的仿真分析，該計算模型的建立包括各零部件元素結(jié)構(gòu)模型的建立及數(shù)據(jù)的輸入。

在模型計算中分別假定了曲軸為恒速旋轉(zhuǎn)，忽略了其不均勻度產(chǎn)生的影響，氣缸套及活塞的輪廓采用多項式擬合，對于活塞和活塞環(huán)則假定其在徑向上為彈性體，并忽略活塞燃燒室不同的影響，氣缸套、連桿和曲軸則均是剛性體，活塞、活塞環(huán)、氣缸套間為油膜潤滑，活塞與氣缸套間的阻尼力取決于變形速度，各相對運動面處的摩擦均用Stribeck摩擦函數(shù)表示；假定氣體為等熱流動，推力及反推力面同時計算，活塞環(huán)沿周向為定常條件，液體動力則按牛頓流體特性假定為平面滑塊［1］。

3.1 結(jié)構(gòu)模型的建立

按照活塞組的結(jié)構(gòu)特點及軟件要求，建立結(jié)構(gòu)模型，由活塞、活塞環(huán)、活塞銷、氣缸套及連桿5部分組成，活塞與氣缸套之間的密封為3道氣環(huán)，1道油環(huán)。結(jié)構(gòu)模型如圖2所示。

3.2 數(shù)據(jù)的輸入

其主要有發(fā)動機(jī)的基本參數(shù)及各元素幾何數(shù)據(jù)的輸入，物理特性的賦值和數(shù)據(jù)文件的導(dǎo)入。

（1）基礎(chǔ)數(shù)據(jù)

各零部件的幾何參數(shù)依據(jù)相應(yīng)的設(shè)計圖紙尺寸輸入，熱膨脹系數(shù)、泊松比以及各運動件的慣量等參數(shù)則是通過圖紙、設(shè)計手冊等資料獲得［2］，計算涉及的燃?xì)饧盎偷认嚓P(guān)參數(shù)則按軟件推薦值［1］。

（2）氣缸壓力及熱力學(xué)數(shù)據(jù)

利用AVL的熱力學(xué)計算軟件分別對兩種機(jī)型進(jìn)行了性能模擬計算，按照活塞模擬計算對氣缸壓力及熱力學(xué)數(shù)據(jù)的要求導(dǎo)出。

（3）活塞剛度計算

活塞的剛度直接影響著活塞的位移、二階運動和受力狀況，通?？赏ㄟ^有限元計算或?qū)嶋H測量獲得。隨著有限元計算應(yīng)用的不斷發(fā)展成熟，計算精度也越來越高，盡管剛度測量相對比較準(zhǔn)確，但由于測量設(shè)備的受限，現(xiàn)一般采用有限元法來計算活塞的剛度。

通過CAD軟件進(jìn)行三維建模，網(wǎng)格劃分，為提高計算精度，對活塞局部進(jìn)行細(xì)化，并根據(jù)活塞的實際工作過程施加約束，如圖3所示。

因活塞結(jié)構(gòu)對稱，在銷孔一側(cè)四分之一圓周側(cè)面均勻定義兩列網(wǎng)格區(qū)域點，逐個選取各區(qū)域施加5 000N的載荷，分別記錄每次加載時各點的變形量，形成活塞的剛度文件?；钊袎好嫒共肯聜?cè)一點加載后的變形如圖4所示。

圖2 結(jié)構(gòu)模型

圖3 有限元計算模型

圖4 活塞加載后的變形云圖

（4）活塞熱態(tài)輪廓

活塞的熱態(tài)輪廓主要是由活塞的原始尺寸公差和活塞溫度場共同決定。根據(jù)原機(jī)型試驗測得的活塞溫度分布，計算了活塞不同點的熱變形，數(shù)據(jù)導(dǎo)入后其熱態(tài)輪廓及變形如圖5所示。

圖5 活塞熱臺輪廓及變形

（5）氣缸套熱態(tài)輪廓

氣缸套相對名義直徑的熱態(tài)尺寸為：

熱態(tài)值＝原始實際尺寸＋安裝變形＋熱態(tài)變形

其中因安裝機(jī)體的變形導(dǎo)致氣缸套頂部內(nèi)徑有所減小，通過有限元計算其最大徑向變形量為0.025 mm，但由于頂部高溫引起較大幅度的膨脹，所以其頂部熱態(tài)輪廓內(nèi)徑仍有較大的膨脹量，氣缸套的溫度分布是根據(jù)原機(jī)型試驗測得，行程加大后則按照其強(qiáng)化程度進(jìn)行了相應(yīng)的修正，其熱態(tài)輪廓及變形如圖6所示。

（6）活塞環(huán)及環(huán)槽輪廓

活塞環(huán)的輪廓為磨合后的形狀，各環(huán)有相應(yīng)的坐標(biāo)系，原點位于環(huán)工作面處。根據(jù)原機(jī)型活塞溫度場的測量數(shù)據(jù)定義活塞環(huán)及環(huán)槽的溫度。按照軟件數(shù)據(jù)輸入要求分別定義環(huán)槽及環(huán)上下面和工作面，重點是各環(huán)的工作面，點數(shù)較多部位采用樣條插值進(jìn)行計算，具體輪廓如圖7～圖10所示。

圖6 氣缸套的熱態(tài)輪廓及變形

圖7 矩形環(huán)輪廓

圖8 扭曲環(huán)輪廓

圖9 油環(huán)輪廓

圖10 各環(huán)槽輪廓

4 計算結(jié)果及分析

該計算0°CA曲軸轉(zhuǎn)角為柴油機(jī)壓縮上止點，各曲線的輸出結(jié)果均是以曲軸轉(zhuǎn)角為橫坐標(biāo)，范圍為－90°CA～630°CA，同一圖形中，深色（紅色）曲線為原機(jī)型曲線，淺色（綠色）為新機(jī)型相應(yīng)曲線。

4.1 活塞運動及動力學(xué)結(jié)果

其主要包括活塞的徑向位移、擺動、燃?xì)庾饔昧σ约芭c氣缸套間的橫向接觸力。

圖11為作用于活塞運動方向上的燃?xì)饬?，因模型中定義為活塞受力向上為正，所以曲線中數(shù)據(jù)為負(fù)值，由該圖可知新機(jī)型的最大爆發(fā)壓力比原機(jī)型增加了近30 000N，最大值為原機(jī)型的110%。

圖11 活塞燃?xì)饬η€圖

圖12為活塞的徑向位移曲線，其原點位于氣缸中心上，活塞非承壓面為正方向。由圖可知除－45°CA～0°CA和22.5°CA～67.5°CA之間新機(jī)型活塞的徑向位移增大外，其他轉(zhuǎn)角均優(yōu)于原機(jī)型。在－45°CA～0°CA區(qū)域，主要是因為行程加大后，壓縮壓力及慣性力相對變化所引起。燃燒期間徑向位移增大則主要是因為長行程柴油機(jī)爆發(fā)壓力較大的緣故。

圖12 活塞徑向位移曲線圖

圖13為活塞的擺動曲線圖，由圖可知新機(jī)型僅在10°CA～45°CA的主燃區(qū)間擺動幅度相對較大，其余則比較平穩(wěn)，兩種機(jī)型的最大擺角范圍均小于5′，低于限制值8′的要求［1］。

圖13 活塞擺動曲線圖

圖14及圖15分別為活塞承壓面與非承壓面與氣缸套之間的接觸力，同樣指向非承壓面為正。由兩曲線圖可知僅在－45°CA～－10°CA和20°CA～45°CA區(qū)間活塞受力較原機(jī)型大。

圖14 活塞承壓面受力曲線圖

圖15 活塞非承壓面受力曲線圖

圖16為活塞承壓面?zhèn)葯C(jī)械損失圖，由圖可知，盡管行程和爆壓增大，但由于運行平穩(wěn)，加長行程后柴油機(jī)的機(jī)械損失低于原機(jī)型。

圖16 活塞承壓面機(jī)械摩察損失曲線圖

4.2 活塞環(huán)動力學(xué)結(jié)果

其主要是對活塞環(huán)軸向和扭曲運動的評估，環(huán)間壓力及竄氣量的計算。

第1道環(huán)的運動受力情況對柴油機(jī)性能、機(jī)械磨損、漏氣量等的影響較大［3］，圖17及18分別描述了第一道環(huán)的周向和扭曲運動，可看出在排氣行程前期兩機(jī)型均有輕微的顫動，但最大速度時原機(jī)型有一次較大軸向串動，整體來講新機(jī)型運行相對平穩(wěn)。

圖17 第1道環(huán)的軸向運動曲線圖

圖18 第1道環(huán)扭角曲線圖

圖19為1、2道環(huán)間的氣體壓力曲線，由圖可知新機(jī)型的氣體壓力波動較小，由于活塞平均速度基本相同而行程加大，所以同轉(zhuǎn)角時做功行程上、下止點換向前后活塞環(huán)的速度較小，氣缸內(nèi)壓力的影響相對較大，導(dǎo)致其波動頻率有所增大。

圖19 1、2道環(huán)間氣體壓力曲線圖

由于行程加大后相同轉(zhuǎn)角時新機(jī)型在做功行程上、下止點換向前后活塞環(huán)的速度較小，各環(huán)運行相對平穩(wěn)，所以其竄氣量較小，如圖20所示。

4.3 潤滑油耗率計算結(jié)果

發(fā)動機(jī)活塞組潤滑油的消耗包括氣缸壁上的蒸發(fā)、環(huán)槽縫隙的竄油、頂環(huán)的甩出及刮油，其中主要是氣缸壁上的蒸發(fā)和頂環(huán)的甩出量。

由圖21可知，新機(jī)型在25°CA～45°CA范圍內(nèi)，由于行程的加大其氣缸壁滑油的蒸發(fā)量明顯增加。

由于原機(jī)型活塞的速度變化較大，由圖22可知其頂環(huán)在排氣行程后期甩出的滑油量大于新機(jī)型。

圖20 活塞竄氣量曲線圖

圖21 氣缸壁蒸發(fā)滑油量曲線圖

圖22 頂環(huán)甩出滑油量曲線圖

4.4 計算與試驗結(jié)果的對比

表2為兩種機(jī)型標(biāo)定工況下不同技術(shù)指標(biāo)計算與試驗數(shù)據(jù)的對比，由該表可知，兩組數(shù)據(jù)相差甚小，除漏氣量外兩機(jī)型各參數(shù)變化趨勢基本一致。

表2 兩種機(jī)型不同指標(biāo)計算與試驗數(shù)據(jù)的對比

5 結(jié)束語

在活塞平均速度及曲軸回轉(zhuǎn)半徑與連桿長度的比值λ基本相同的條件下，盡管新型柴油機(jī)行程及爆發(fā)壓力比原機(jī)型有所增大，活塞受力及位移除在燃燒上止點后10°CA～40°CA范圍內(nèi)有明顯增大外，其他轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)的狀況都優(yōu)于原機(jī)型，而活塞環(huán)的運行情況則在整個循環(huán)過程中均較好，且機(jī)械效率高，竄氣量和活塞總成單位功率時間內(nèi)消耗的潤滑油量相對原機(jī)型都有所減小。

由此可見，忽略燃燒室不同的影響，原活塞組在行程加大后能滿足新機(jī)型柴油機(jī)的性能要求，并進(jìn)一步在產(chǎn)品實際試驗及應(yīng)用中得以驗證。

［1］AVL公司.Glide 4.4模擬軟件培訓(xùn)手冊［Z］.2003.

［2］機(jī)械設(shè)計手冊，（上冊）［M］.化學(xué)工業(yè)出版社，1978.

［3］上海內(nèi)燃機(jī)配件廠譯.活塞環(huán)［M］.上海：上海交通出版社，1978.