王文禮，張保成

WANG Wen-li, ZHANG Bao-cheng

（中北大學 機械與動力工程學院，太原 030051）

0 引言

在實際的內(nèi)燃機工作運行過程中，活塞在氣體壓力、慣性力的作用下，不僅做上下往復的直線運動（一階運動）外，而且由于活塞和氣缸壁之間存在間隙，活塞還存在徑向運動和繞活塞銷的擺動，即活塞的二階運動[1]。盡管活塞的二階運動是一種微小運動，但其對內(nèi)燃機振動與噪聲的控制有著重要的影響，尤其表現(xiàn)在活塞對氣缸套的敲擊。

傳統(tǒng)的活塞側(cè)擊力計算時忽略了活塞與缸套之間的配缸間隙、潤滑等因素的影響，將準靜態(tài)力作為內(nèi)燃機有限元計算的邊界條件，容易造成計算誤差[2]。

1 活塞三維模型及有限元模型

本文針對某型號柴油機的活塞進行分析，燃燒室形式為ω型，通常簡化活塞為對稱模型，然而由于活塞各邊界傳熱條件的不同，二分之一或者四分之一模型的處理方法會帶來較大計算誤差[3]，因此有限元分析時采用完整活塞模型進行計算。

在前處理軟件HyperMesh中，對活塞進行適當?shù)暮喕?，去掉避讓坑、集油孔等特征，對活塞進行網(wǎng)格劃分，溫度場分析采用DC3D10單元，熱變形分析采用C3D10單元，建立有限元模型，如圖1所示。

2 活塞溫度場及熱變形邊界條件

活塞材料參數(shù)如表1所示。

3000r/min下，該柴油機的缸內(nèi)壓力曲線如圖2所示。

圖1 活塞有限元模型

表1 活塞材料參數(shù)

圖2 發(fā)動機缸內(nèi)壓力曲線

對活塞進行穩(wěn)態(tài)溫度場分布求解，通常采用第三類邊界條件[4]，即已知活塞周圍的高溫燃氣和冷卻介質(zhì)的傳熱系數(shù)和平均溫度。

3 活塞溫度場及熱變形分析

將熱邊界條件導入ABAQUS中，計算得到活塞溫度場分析結(jié)果如圖3所示。

圖3 活塞溫度場分析結(jié)果

由圖3可以看出，活塞的最高溫度出現(xiàn)在燃燒室頂部邊緣處，為268℃；最低溫度出現(xiàn)活塞裙部底部，為111℃。由于高溫燃氣與活塞頂部相接觸，在熱量傳遞過程中，從活塞頂部到底部逐漸衰減，因此溫度軸向逐漸降低；可以看出該溫度場分布與實際情況基本相符。

以溫度場結(jié)果作為載荷，進行活塞熱變形分析，結(jié)果如圖3所示。

圖4 活塞熱變形分析結(jié)果

由圖4可以看出，活塞頭部的變形量大于裙部，膨脹量自上而下逐漸減小?；钊淖畲笞冃螀^(qū)域集中在活塞頂部周圍，最大值為0.457mm；活塞裙部底部變形量為0.038mm。這是由于活塞溫度自上而下降低，活塞的壁厚自上而下減薄。

4 活塞二階運動分析

4.1 二階運動計算模型

在AVL-EXCITE Piston-Rings中建立活塞二階運動動力學模型，如圖5所示。

圖5 二階運動分析模型

4.2 計算結(jié)果分析

實際工作過程中，活塞對缸套的側(cè)擊力包括準靜態(tài)側(cè)擊力和動態(tài)敲擊力，因此可以通過在EXCITE中計算得到的實際活塞側(cè)推力，然后根據(jù)已知條件計算出準靜態(tài)側(cè)推力，二者相減即可得到活塞對缸套的動態(tài)敲擊力。

準靜態(tài)側(cè)推力的計算公式為[5]：

其中：D為活塞直徑，單位mm；

p0為曲軸箱內(nèi)氣體壓力，近似為0.1MPa；

p為氣缸內(nèi)氣體壓力，單位MPa；

mj為活塞與連桿小頭代替質(zhì)量之和，單位kg；

R為曲柄半徑，單位m；

ω為曲柄旋轉(zhuǎn)角度，單位rad/s；

L為連桿長度，單位mm；

α為曲柄轉(zhuǎn)角，單位rad/s。

在EXCITE中計算得到的實際活塞側(cè)推力如圖6所示。

圖6 實際活塞側(cè)推力

根據(jù)公式(1)求出準靜態(tài)側(cè)推力如圖7所示。

圖7 準靜態(tài)活塞側(cè)推力

最終求得的活塞動態(tài)敲擊力如圖8所示。

圖8 動態(tài)敲擊力

5 結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞動態(tài)敲擊力峰值的影響

影響活塞二階運動特性的因素有很多，本文重點考慮活塞設(shè)計參數(shù)（活塞銷偏置、重心位置、配缸間隙）對活塞二階運動下活塞動態(tài)敲擊力峰值的影響。

5.1 活塞銷偏置的影響

定義活塞銷偏置向反承壓面的偏置為正，向承壓面的偏置為負。分別選取活塞銷偏置為0mm，±1mm、±2mm共5種情況進行計算，敲擊力峰值大小及出現(xiàn)時刻如圖9所示。

圖9 不同活塞銷偏置敲擊力峰值曲線

從圖9的曲線可以看出：活塞銷偏置對活塞的敲擊力影響較大。動態(tài)敲擊力峰值隨著活塞銷向承壓面偏置逐漸減小，峰值出現(xiàn)對應的曲軸轉(zhuǎn)角相應提前。這是由于活塞銷向承壓面的偏置會使活塞提前換向，從而有利于降低活塞對缸套的敲擊。

5.2 活塞重心的影響

定義活塞原重心為原點，沿活塞軸線為X方向，指向活塞頂部為正；垂直X為Y方向，指向反承壓面為正。設(shè)置活塞銷偏置為0，X、Y方向均選取0mm，±1mm，±2mm進行計算。

由圖4可以看出，隨著溫度的升高，磁化效果明顯得到加強，在溫度由50℃提高到60℃時，赤鐵礦的回收率顯著提升，但當溫度高于60℃后，溫度繼續(xù)升高對赤鐵礦的回收率影響變?nèi)酢Ｓ纱丝芍?0℃為此赤鐵礦表面磁化的最佳溫度。

5.2.1 Y方向影響

取做功沖程上止點附近的活塞動態(tài)敲擊力進行研究，如圖10所示。

圖10 不同活塞重心Y向偏置動態(tài)敲擊力

圖11 不同活塞重心Y向偏置敲擊力峰值曲線

從圖10、圖11中可以看出，與活塞重心Y向偏置為0相比，重心的偏置會造成活塞動態(tài)敲擊力的增加。且可以看出，偏置為±2mm的動態(tài)敲擊力峰值小于±1mm時的峰值。這是由于活塞重心Y方向的偏置導致活塞重心向承壓面偏置，從而使用活塞提前換向。

5.2.2 X方向影響

活塞重心X方向的改變對動態(tài)敲擊力的影響如圖12所示。

圖12 不同活塞重心X向偏置動態(tài)敲擊力

對做功行程上止點附近位置局部放大，如圖13所示。

圖13 局部放大圖

由圖13可知，所有X方向重心偏置下的動態(tài)敲擊力曲線都呈現(xiàn)雙峰值。在13°CA時，X方向重心偏置為+2mm時動態(tài)敲擊力的峰值達到最大值35000N。但是從整體變化趨勢來看，動態(tài)敲擊力的變化很小，距離活塞銷越近，活塞的動態(tài)敲擊力呈現(xiàn)下降趨勢，-2mm時只有2500N左右。

綜合活塞X、Y方向的影響結(jié)果分析，活塞重心Y方向的偏置對于活塞動態(tài)敲擊力的影響遠大于X方向。

5.3 配缸間隙的影響

配缸間隙對動態(tài)敲擊力的影響如圖14、圖15所示。

圖14 不同配缸間隙動態(tài)敲擊力

圖15 不同配缸間隙敲擊力峰值曲線

從圖14、圖15可以看出，隨著配缸間隙的增加活塞對缸套的動態(tài)敲擊力劇烈增加。在配缸間隙為0.1mm時，活塞的動態(tài)敲擊力出現(xiàn)兩個較小峰值。隨著配缸間隙逐漸增大，活塞動態(tài)敲擊力由兩個小峰值逐漸變?yōu)橐粋€大峰值并且敲擊峰值增加。

綜上所述，配缸間隙對活塞動態(tài)敲擊力有較大影響，采用小的配缸間隙能夠有效降低動態(tài)敲擊力，但是配缸間隙過小會增大活塞與缸套之間的摩擦，所以應綜合考慮各種因素影響的情況下盡量減小配缸間隙。

5.5 正交試驗

為了尋找各參數(shù)活塞動態(tài)敲擊力的影響大小，可以通過設(shè)計正交試驗進行分析。通過設(shè)計三因素五水平的二次回歸正交組合試驗并對結(jié)果進行方差分析，研究活塞銷偏置、活塞Y方向重心改變和配缸間隙三種因素對活塞動態(tài)敲擊力峰值的影響大小。

表2 實驗設(shè)計與實施方案

表3 三因素二次回歸正交組合設(shè)計結(jié)構(gòu)矩陣及計算表

表3 （續(xù)）

表4 回歸關(guān)系的方差分析表

方差分析表明：F檢驗的F值大小代表了因素對結(jié)果影響程度的大小，即可判斷因素作用是否顯著。F值越大，該因素對結(jié)果影響越大大。由上表看出，F(xiàn)值最大為2.8806，最小為0.0036。分別代表了配缸間隙和活塞重心Y向偏置對動態(tài)敲擊力峰值的影響程度。由此，我們可以看出，對活塞動態(tài)敲擊力峰值影響最大的是配缸間隙，其次是活塞銷偏置，影響最小的為活塞重心Y向偏置。

6 結(jié)論

經(jīng)過本文的分析，可得出以下結(jié)論：

1）活塞銷向承壓面的偏置導致活塞提前換向，使動態(tài)敲擊力峰值逐漸減小。

2）活塞重心的Y向偏置導致動態(tài)敲擊力峰值沿正負方向近似對稱分布，偏置為±1mm時的動態(tài)敲擊力峰值最大；活塞重心的X向偏置對動態(tài)敲擊力的影響較小。

3）配缸間隙對活塞動態(tài)敲擊力有較大影響，所以應綜合考慮各種因素影響的情況下盡量減小配缸間隙。

4）通過三因素五水平的二次回歸正交組合試驗方差分析得出，對動態(tài)敲擊力峰值影響最大的為配缸間隙，其次為活塞銷偏置，影響最小的為活塞重心Y向偏置。

[1] 李正守,郭立新,樸慧日,黃濟賢.活塞氣缸拍擊特性及其磨損間隙變化關(guān)系[J].振動.測試與診斷,2014,(5)：838-843+974.

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[3] 謝琰,席明智,劉曉麗.基于ANSYS的活塞溫度場數(shù)值模擬研究[J].柴油機設(shè)計與制造,2009,(4)：32-36+50.

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[5] 張保成,蘇鐵熊,張林仙.內(nèi)燃機動力學[M].北京：國防工業(yè)出版社,2009.