，，， ,

(1.大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院,遼寧 大連 116026;2.天津海事局 船員處,天津 300211;3.丹東海事局,遼寧 丹東 118001;4.茂名海事局,廣東 茂名 525011)

活塞頭在高溫高壓燃?xì)獾淖饔孟庐a(chǎn)生局部應(yīng)力過大現(xiàn)象甚至產(chǎn)生疲勞裂紋，這就需要在設(shè)計(jì)之初對(duì)柴油機(jī)的活塞頭進(jìn)行強(qiáng)度分析。文獻(xiàn)[1]對(duì)四沖程柴油機(jī)的活塞進(jìn)行分析，得到活塞的溫度場(chǎng)和應(yīng)力分布，并對(duì)活塞進(jìn)行熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷的耦合分析，得到應(yīng)力及應(yīng)變分布。文獻(xiàn)[2]對(duì)柴油機(jī)活塞熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷進(jìn)行了更進(jìn)一步的研究，利用多體動(dòng)力學(xué)研究了活塞的側(cè)推力，并在研究中考慮了側(cè)推力對(duì)活塞強(qiáng)度的影響。在此基礎(chǔ)上，以6S50MC船用柴油機(jī)的活塞頭為研究對(duì)象，以熱分析為基礎(chǔ)，在ANSYS中分析活塞頭在不同負(fù)荷下的強(qiáng)度，得出活塞頭的危險(xiǎn)區(qū)域，為后續(xù)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、性能改進(jìn)以及日常的維護(hù)和管理提供幫助。

1 活塞頭的三維建模

1.1 活塞頭三維模型的建立和網(wǎng)格劃分

6S50MC柴油機(jī)是MAN公司生產(chǎn)的缸徑為500 mm的二沖程6缸超長(zhǎng)行程凸輪控制直流掃氣船用柴油機(jī)，基本參數(shù)如表1。根據(jù)柴油機(jī)的設(shè)計(jì)圖紙,使用Pro/E對(duì)活塞頭進(jìn)行建模，然后導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行分析。采用ANSYS自帶的智能網(wǎng)格劃分工具，使用10節(jié)點(diǎn)solid 87劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分后的模型共包含450 lines，179 areas，239 634 elements，353 864 nodes。

表1 6S50MC-C柴油機(jī)的主要參數(shù)

1.2 材料的物理特性

6S50MC柴油機(jī)的活塞頭要承受熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷的共同作用，為了滿足船用柴油機(jī)的強(qiáng)度和可靠性要求，結(jié)合實(shí)際情況,試驗(yàn)采用國(guó)產(chǎn)4Cr10Si2Mo耐熱合金鋼,泊松比為0.3，其余物理特性見表2。

表2 4Cr10Si2Mo的物理特性

2 活塞的熱分析

2.1 熱邊界條件的確定

活塞的熱分析，需要確定高溫燃?xì)馀c活塞、活塞與冷卻介質(zhì)、活塞側(cè)面與缸套的換熱邊界條件[3-5]。

2.1.1 高溫燃?xì)馀c活塞換熱的邊界條件

高溫燃?xì)鈱?duì)活塞頂面的換熱系數(shù)αg，采用以船用二沖程低速柴油機(jī)為試驗(yàn)機(jī)的Eichelberg經(jīng)驗(yàn)公式。

(1)

式中：pg——燃?xì)獾乃矔r(shí)壓力，MPa；

Tg——燃?xì)獾乃矔r(shí)溫度，K；

cm——活塞的平均速度，m/s。

(2)

(3)

2.1.2 活塞側(cè)面與缸套冷卻水換熱的邊界條件

活塞側(cè)面與缸套冷卻水的換熱可分為火力岸與活塞環(huán)區(qū)兩部分。換熱系數(shù)為α火力岸、α活塞環(huán)區(qū)。

(4)

(5)

式中：a——火力岸與缸套的間隙，m；

b——缸套厚度，m；

c——活塞環(huán)上沿間隙，m；

e——活塞環(huán)中心間距，m；

λ1，λ2，λ3——燃?xì)狻⒏滋缀突钊h(huán)的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)。

2.1.3 活塞與冷卻介質(zhì)換熱的邊界條件

活塞頂部有大容積的冷卻空間，以潤(rùn)滑油作為冷卻介質(zhì)進(jìn)行振蕩冷卻。

(6)

式中：Nu——總傳熱系數(shù)α的努謝爾數(shù)；

Re——雷諾數(shù)；

Pr——普朗特?cái)?shù)；

D*——無因次當(dāng)量尺寸，D*=D/H；

H——冷卻油腔的平均高度；

D——環(huán)形空腔的當(dāng)量直徑，m。

2.2 活塞頭溫度場(chǎng)的分布

以上文計(jì)算得出的活塞頭與周圍環(huán)境的平均傳熱系數(shù)以及周圍環(huán)境的平均溫度為邊界條件，計(jì)算活塞頭溫度場(chǎng)分布，見圖1。

圖1 活塞頭的溫度場(chǎng)分布

最高溫度433.816 ℃，出現(xiàn)在活塞頭頂面邊沿處，自上而下溫度逐漸減低，冷卻油腔及第一道活塞環(huán)區(qū)域均沒有超過200 ℃，與實(shí)測(cè)溫度基本相符。

3 活塞頭的強(qiáng)度分析

為了計(jì)算活塞頭的可靠性，需要對(duì)活塞頭進(jìn)行熱負(fù)荷、機(jī)械負(fù)荷，以及熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷耦合作用下的強(qiáng)度分析。

3.1 熱強(qiáng)度分析

以活塞頭的溫度場(chǎng)為邊界條件，在ANSYS中對(duì)6S50MC的活塞頭進(jìn)行強(qiáng)度分析，得到活塞頭的熱變形和熱應(yīng)力[6-7]。圖2是活塞頭的熱應(yīng)力分布，最大熱應(yīng)力696 MPa，出現(xiàn)在冷卻油腔內(nèi)振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側(cè)面的結(jié)合處，在局部表現(xiàn)為表面應(yīng)力大于內(nèi)部應(yīng)力，整體來看受熱較大的活塞頭頂面應(yīng)力較大。

圖2 活塞頭在熱負(fù)荷作用下的應(yīng)力分布

圖3是活塞頭的熱變形分布。最大變形位于活塞頂面邊沿，最大變形1.011 mm，總體上沿活塞頭徑向方向自內(nèi)而外變形越來越大，沿軸向方向自上而下變形越來越小。

圖3 活塞頭在熱負(fù)荷作用下的應(yīng)變分布

3.2 機(jī)械強(qiáng)度分析

活塞的機(jī)械負(fù)荷是由燃燒室內(nèi)高溫燃?xì)獾膲毫突钊膽T性力引起的合理脈動(dòng)循環(huán)力，通過計(jì)算得出作用在活塞頭上的每循環(huán)氣體力、慣性力及其合力的分布曲線，見圖4。

圖4 活塞頭上氣體力與慣性力分布

由圖4可知，慣性力與氣體力的合力的最大值小于氣體力單獨(dú)作用時(shí)的最大值，由于本文分析的是機(jī)械負(fù)荷對(duì)活塞頭的破壞作用，所以，分析在最大機(jī)械力(即最大爆發(fā)壓力)作用時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變情況尤為合適。以爆發(fā)壓力作為邊界條件，在ANSYS中計(jì)算活塞頭的機(jī)械強(qiáng)度[8]。根據(jù)上文設(shè)定的材料屬性、單元類型、邊界條件等，在ANSYS中進(jìn)行仿真分析，得到如下分析結(jié)果。

圖5為活塞頭在機(jī)械負(fù)荷作用下的應(yīng)力分布，最大應(yīng)力191 MPa，出現(xiàn)在冷卻油腔內(nèi)振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側(cè)面的結(jié)合處。

圖5 活塞頭在機(jī)械負(fù)荷作用下的應(yīng)力分布

活塞頭在機(jī)械負(fù)荷作用下的變形見圖6，最大變形0.147 mm，出現(xiàn)在火力岸與第一道活塞環(huán)頂面結(jié)合處。

圖6 活塞頭在機(jī)械負(fù)荷作用下的應(yīng)變分布

3.3 機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷的耦合強(qiáng)度分析

柴油機(jī)的活塞頭承受高溫高壓的共同作用，對(duì)活塞頭進(jìn)行分析時(shí)要綜合考慮機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷的作用，在ANSYS中以熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷共同作為邊界條件對(duì)活塞頭進(jìn)行機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷的耦合分析[9]。

圖7是活塞頭在耦合負(fù)荷作用下的應(yīng)力分布，最大應(yīng)力659 MPa，出現(xiàn)在冷卻油腔內(nèi)振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側(cè)面的結(jié)合處，小于熱負(fù)荷單獨(dú)作用時(shí)的最大應(yīng)力，這是由于機(jī)械負(fù)荷在局部減小了熱負(fù)荷的破壞作用?？傮w上，耦合負(fù)荷作用下應(yīng)力分布的變化趨勢(shì)與熱負(fù)荷單獨(dú)作用下的變化趨勢(shì)一致，都是沿徑向自內(nèi)而外、沿軸向自下而上逐漸增大。最大應(yīng)力是由形狀、熱流和機(jī)械負(fù)荷等因素的共同作用造成的。

圖7 活塞頭在耦合負(fù)荷作用下的應(yīng)力分布

圖8是耦合負(fù)荷下的變形分布，最大變形為1.022 mm，均在活塞頂面邊沿。熱負(fù)荷是造成活塞頭變形的主要因素，在耦合負(fù)荷作用下活塞頭表現(xiàn)為熱負(fù)荷主導(dǎo)的受熱膨脹，但由于機(jī)械負(fù)荷的作用，變形量小于熱負(fù)荷單獨(dú)作用時(shí)，變形趨勢(shì)為沿徑向方向自內(nèi)而外變形量逐漸增大。

圖8 活塞頭在耦合負(fù)荷作用下的應(yīng)變

4 結(jié)論

1)最高溫度706.816 K出現(xiàn)在活塞頭頂面邊沿處，為了降低最高溫度以及防止燒蝕現(xiàn)象的出現(xiàn)，在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的情況下，應(yīng)該適當(dāng)增加震蕩冷卻孔的大小和深度。

2)熱負(fù)荷和耦合負(fù)荷作用下最大變形分別為1.011 mm和1.022 mm，均出現(xiàn)在活塞頂面邊沿處；機(jī)械負(fù)荷作用下的最大變形為0.147 mm，出現(xiàn)在第一道活塞環(huán)區(qū)域。

3)熱負(fù)荷、機(jī)械負(fù)荷和耦合負(fù)荷作用下的最大應(yīng)力分別為：696、191、659 MPa，均出現(xiàn)在活塞內(nèi)部震蕩冷卻孔與活塞側(cè)面的結(jié)合處。為了降低應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)在此區(qū)域進(jìn)行適當(dāng)?shù)牡菇呛图訌?qiáng)冷卻。

4)在最大應(yīng)力區(qū)域的溫度低于500 K，溫度高于673 K的區(qū)域應(yīng)力均低于680 MPa。在低于773 K時(shí)，4Cr10Si2Mo的屈服強(qiáng)度高于680 MPa，因此活塞頭的強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

5)活塞頭的應(yīng)力集中和變形主要是由熱負(fù)荷造成的，可以通過增強(qiáng)冷卻和改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來降低熱負(fù)荷對(duì)活塞頭的破壞作用。

[1] 馮立巖，高希彥，夏惠民，等.8E160柴油機(jī)活塞組熱負(fù)荷及機(jī)械負(fù)荷耦合分析[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2002，20(5)：441-445.

[2] 張俊紅，何振鵬，張桂昌，等.柴油機(jī)活塞熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷耦合研究[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2011,29(1)：78-83.

[3] 陸瑞松，林發(fā)森，張 芮.內(nèi)燃機(jī)的傳熱與熱負(fù)荷[M].北京：國(guó)防工業(yè)出版社，1985.

[4] BUYUKKAYA E, CERIT M. Thermal analysis of a ceramic coating diesel engine piston using 3-D finite element method[J]. Surface and Coatings Technology, 2007, 202(2): 398-402.

[5] 馮國(guó)增，曾 俊.380柴油機(jī)氣缸套溫度場(chǎng)的計(jì)算與分析[J].船海工程，2009，38(6)：76-78.

[6] QIN Wenjie, ZHANG Ruhua, ZUO Zhengxing. Adaptive FEM analysis of the temperature field of pistons in diesel engines and their thermal stress and deformation calculation[J]. Journal of Beijing Institute of Technology，2004，13(4).418-421.

[7] 劉志恩.內(nèi)燃機(jī)燃燒室多體耦合系統(tǒng)三維瞬態(tài)傳熱模擬及應(yīng)用研究:[D].武漢；華中科技大學(xué),2007.

[8] 徐 兀.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)[M].北京：人民交通出版社，1995.

[9] WANG Yanxia, LIU Yongqi, SHI Haiyan. Simulation and analysis of thermo-mechanical coupling load and mechanical dynamic load for a piston[C]∥second International Conference on Computer Modeling and Simulation, IEEE Press, 2010.