王文禮，張保成

WANG Wen-li, ZHANG Bao-cheng

（中北大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，太原 030051）

0 引言

在實(shí)際的內(nèi)燃機(jī)工作運(yùn)行過(guò)程中，活塞在氣體壓力、慣性力的作用下，不僅做上下往復(fù)的直線運(yùn)動(dòng)（一階運(yùn)動(dòng)）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(yùn)動(dòng)和繞活塞銷的擺動(dòng)，即活塞的二階運(yùn)動(dòng)[1]。盡管活塞的二階運(yùn)動(dòng)是一種微小運(yùn)動(dòng)，但其對(duì)內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)與噪聲的控制有著重要的影響，尤其表現(xiàn)在活塞對(duì)氣缸套的敲擊。

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

1 活塞三維模型及有限元模型

本文針對(duì)某型號(hào)柴油機(jī)的活塞進(jìn)行分析，燃燒室形式為ω型，通常簡(jiǎn)化活塞為對(duì)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(huì)帶來(lái)較大計(jì)算誤差[3]，因此有限元分析時(shí)采用完整活塞模型進(jìn)行計(jì)算。

在前處理軟件HyperMesh中，對(duì)活塞進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，去掉避讓坑、集油孔等特征，對(duì)活塞進(jìn)行網(wǎng)格劃分，溫度場(chǎng)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(chǎng)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(jī)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(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力曲線

對(duì)活塞進(jìn)行穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)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?xì)夂屠鋮s介質(zhì)的傳熱系數(shù)和平均溫度。

3 活塞溫度場(chǎng)及熱變形分析

將熱邊界條件導(dǎo)入ABAQUS中，計(jì)算得到活塞溫度場(chǎng)分析結(jié)果如圖3所示。

圖3 活塞溫度場(chǎng)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?xì)馀c活塞頂部相接觸，在熱量傳遞過(guò)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(chǎng)分布與實(shí)際情況基本相符。

以溫度場(chǎng)結(jié)果作為載荷，進(jìn)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(yùn)動(dòng)分析

4.1 二階運(yùn)動(dòng)計(jì)算模型

在AVL-EXCITE Piston-Rings中建立活塞二階運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，如圖5所示。

圖5 二階運(yùn)動(dòng)分析模型

4.2 計(jì)算結(jié)果分析

實(shí)際工作過(guò)程中，活塞對(duì)缸套的側(cè)擊力包括準(zhǔn)靜態(tài)側(cè)擊力和動(dòng)態(tài)敲擊力，因此可以通過(guò)在EXCITE中計(jì)算得到的實(shí)際活塞側(cè)推力，然后根據(jù)已知條件計(jì)算出準(zhǔn)靜態(tài)側(cè)推力，二者相減即可得到活塞對(duì)缸套的動(dòng)態(tài)敲擊力。

準(zhǔn)靜態(tài)側(cè)推力的計(jì)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(zhǎng)度，單位mm；

α為曲柄轉(zhuǎn)角，單位rad/s。

在EXCITE中計(jì)算得到的實(shí)際活塞側(cè)推力如圖6所示。

圖6 實(shí)際活塞側(cè)推力

根據(jù)公式(1)求出準(zhǔn)靜態(tài)側(cè)推力如圖7所示。

圖7 準(zhǔn)靜態(tài)活塞側(cè)推力

最終求得的活塞動(dòng)態(tài)敲擊力如圖8所示。

圖8 動(dòng)態(tài)敲擊力

5 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)活塞動(dòng)態(tài)敲擊力峰值的影響

影響活塞二階運(yùn)動(dòng)特性的因素有很多，本文重點(diǎn)考慮活塞設(shè)計(jì)參數(shù)（活塞銷偏置、重心位置、配缸間隙）對(duì)活塞二階運(yùn)動(dòng)下活塞動(dòng)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(fù)。分別選取活塞銷偏置為0mm，±1mm、±2mm共5種情況進(jìn)行計(jì)算，敲擊力峰值大小及出現(xiàn)時(shí)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(duì)活塞的敲擊力影響較大。動(dòng)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(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角相應(yīng)提前。這是由于活塞銷向承壓面的偏置會(huì)使活塞提前換向，從而有利于降低活塞對(duì)缸套的敲擊。

5.2 活塞重心的影響

定義活塞原重心為原點(diǎn)，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(jìn)行計(jì)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(qiáng)，在溫度由50℃提高到60℃時(shí)，赤鐵礦的回收率顯著提升，但當(dāng)溫度高于60℃后，溫度繼續(xù)升高對(duì)赤鐵礦的回收率影響變?nèi)?。由此可?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(diǎn)附近的活塞動(dòng)態(tài)敲擊力進(jìn)行研究，如圖10所示。

圖10 不同活塞重心Y向偏置動(dòng)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(huì)造成活塞動(dòng)態(tài)敲擊力的增加。且可以看出，偏置為±2mm的動(dòng)態(tài)敲擊力峰值小于±1mm時(shí)的峰值。這是由于活塞重心Y方向的偏置導(dǎo)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(duì)動(dòng)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(dòng)態(tài)敲擊力

對(duì)做功行程上止點(diǎn)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(dòng)態(tài)敲擊力曲線都呈現(xiàn)雙峰值。在13°CA時(shí)，X方向重心偏置為+2mm時(shí)動(dòng)態(tài)敲擊力的峰值達(dá)到最大值35000N。但是從整體變化趨勢(shì)來(lái)看，動(dòng)態(tài)敲擊力的變化很小，距離活塞銷越近，活塞的動(dòng)態(tài)敲擊力呈現(xiàn)下降趨勢(shì)，-2mm時(shí)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(duì)于活塞動(dòng)態(tài)敲擊力的影響遠(yuǎn)大于X方向。

5.3 配缸間隙的影響

配缸間隙對(duì)動(dòng)態(tài)敲擊力的影響如圖14、圖15所示。

圖14 不同配缸間隙動(dòng)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(duì)缸套的動(dòng)態(tài)敲擊力劇烈增加。在配缸間隙為0.1mm時(shí)，活塞的動(dòng)態(tài)敲擊力出現(xiàn)兩個(gè)較小峰值。隨著配缸間隙逐漸增大，活塞動(dòng)態(tài)敲擊力由兩個(gè)小峰值逐漸變?yōu)橐粋€(gè)大峰值并且敲擊峰值增加。

綜上所述，配缸間隙對(duì)活塞動(dòng)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(dòng)態(tài)敲擊力，但是配缸間隙過(guò)小會(huì)增大活塞與缸套之間的摩擦，所以應(yīng)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(yàn)

為了尋找各參數(shù)活塞動(dòng)態(tài)敲擊力的影響大小，可以通過(guò)設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)進(jìn)行分析。通過(guò)設(shè)計(jì)三因素五水平的二次回歸正交組合試驗(yàn)并對(duì)結(jié)果進(jìn)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(duì)活塞動(dòng)態(tài)敲擊力峰值的影響大小。

表2 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)與實(shí)施方案

表3 三因素二次回歸正交組合設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)矩陣及計(jì)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(yàn)的F值大小代表了因素對(duì)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(duì)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(duì)動(dòng)態(tài)敲擊力峰值的影響程度。由此，我們可以看出，對(duì)活塞動(dòng)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(guò)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(dǎo)致活塞提前換向，使動(dòng)態(tài)敲擊力峰值逐漸減小。

2）活塞重心的Y向偏置導(dǎo)致動(dòng)態(tài)敲擊力峰值沿正負(fù)方向近似對(duì)稱分布，偏置為±1mm時(shí)的動(dòng)態(tài)敲擊力峰值最大；活塞重心的X向偏置對(duì)動(dòng)態(tài)敲擊力的影響較小。

3）配缸間隙對(duì)活塞動(dòng)態(tài)敲擊力有較大影響，所以應(yīng)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(guò)三因素五水平的二次回歸正交組合試驗(yàn)方差分析得出，對(duì)動(dòng)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(jì)賢.活塞氣缸拍擊特性及其磨損間隙變化關(guān)系[J].振動(dòng).測(cè)試與診斷,2014,(5)：838-843+974.

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