顏　峰　黃映云　邢憲鋒（1-海軍工程大學(xué)艦船動(dòng)力工程軍隊(duì)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室　湖北　武漢　400 2-海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院　-92001部隊(duì)司令部）

某型大功率柴油機(jī)活塞熱機(jī)耦合研究

顏峰1，2黃映云1，2邢憲鋒3
（1-海軍工程大學(xué)艦船動(dòng)力工程軍隊(duì)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室湖北武漢430033 2-海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院3-92001部隊(duì)司令部）

摘要：利用AVL-BOOST軟件對(duì)某型柴油機(jī)缸內(nèi)工作過(guò)程進(jìn)行計(jì)算分析，結(jié)合經(jīng)驗(yàn)半經(jīng)驗(yàn)公式得到了活塞的熱邊界條件，進(jìn)而采用有限元方法計(jì)算了活塞的溫度場(chǎng)。然后利用ADAMS軟件對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了多體動(dòng)力學(xué)分析，得到活塞的往復(fù)慣性力、側(cè)推力等機(jī)械邊界條件，在此基礎(chǔ)上，計(jì)算了活塞在熱負(fù)荷-機(jī)械負(fù)荷耦合下的應(yīng)力及變形，最后利用NCODE軟件計(jì)算了活塞穩(wěn)定工況下的高頻疲勞壽命。結(jié)果表明，活塞的最高溫度為305℃，位于頭部喉口處；最大應(yīng)力為456MPa，出現(xiàn)在第一環(huán)槽內(nèi)壁過(guò)渡圓弧處；最大變形量為0.47mm，位于活塞火力岸；最小疲勞壽命為1.04×1010，位于裙內(nèi)銷座上方。

關(guān)鍵詞：柴油機(jī)活塞熱機(jī)耦合溫度場(chǎng)

引言

活塞作為柴油機(jī)的主要?jiǎng)恿M件之一，工作溫度很高且溫度分布很不均勻，造成很大的熱應(yīng)力和熱變形；并承受爆發(fā)壓力、往復(fù)慣性力及側(cè)推力等機(jī)械負(fù)荷，造成較大的機(jī)械應(yīng)力和機(jī)械變形。在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷的耦合作用下，活塞容易產(chǎn)生燒頂、抱缸、開(kāi)裂等損傷并失效，對(duì)柴油機(jī)的性能和可靠運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生重要影響[1-2]。因此，了解活塞的溫度分布，研究活塞在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷共同作用下的耦合應(yīng)力狀況具有重要意義。

圖1 活塞網(wǎng)格模型及剖視圖

在活塞溫度場(chǎng)與耦合應(yīng)力場(chǎng)的研究中，主要有理論解析、數(shù)值模擬及實(shí)驗(yàn)分析三種方法，但物理模型的復(fù)雜性及邊界條件的準(zhǔn)確性，使得傳統(tǒng)理論解析法難以計(jì)算，而實(shí)驗(yàn)分析方法則需要大量的時(shí)間與物力成本，隨著有限元技術(shù)及計(jì)算機(jī)科學(xué)的發(fā)展，利用計(jì)算機(jī)來(lái)模擬研究，可以極大地縮減昂貴的實(shí)驗(yàn)費(fèi)用和產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，也可為產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供合理的思路[3]。

計(jì)算機(jī)有限元模擬的精度依賴于三維模型及邊界條件的準(zhǔn)確性，活塞的機(jī)械邊界條件，如缸內(nèi)爆發(fā)壓力、往復(fù)慣性力、側(cè)推力等較為容易獲得。但由于活塞傳熱的復(fù)雜性，活塞的換熱系數(shù)難以準(zhǔn)確獲得[4]。通常利用經(jīng)驗(yàn)或半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算及參考同類機(jī)型給出，其計(jì)算精度基本滿足工程需要，若能進(jìn)行活塞的溫度場(chǎng)測(cè)量實(shí)驗(yàn)，用所取特征點(diǎn)的溫度數(shù)據(jù)來(lái)對(duì)比仿真值，以此反求出換熱系數(shù)，可得到準(zhǔn)確的熱邊界條件。本文通過(guò)ADAMS軟件完成活塞動(dòng)力學(xué)特性分析，得到往復(fù)慣性力、側(cè)推力等機(jī)械邊界條件；利用AVL-BOOST軟件完成柴油機(jī)工作過(guò)程的數(shù)值計(jì)算，得到缸內(nèi)對(duì)流換熱系數(shù)和燃?xì)鉁囟龋⑼ㄟ^(guò)經(jīng)驗(yàn)或半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)獲得活塞熱邊界條件。然后利用ANSYSWORKBENCH軟件得到活塞的穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)及熱機(jī)耦合作用下的應(yīng)力場(chǎng)，最后利用NCODE疲勞軟件計(jì)算了活塞穩(wěn)定工況下的高周疲勞壽命，找到了活塞結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，為下一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化奠定了基礎(chǔ)。

1　活塞三維建模及有限元網(wǎng)格劃分

本文利用Pro/E軟件對(duì)活塞整體嚴(yán)格按照?qǐng)D紙進(jìn)行三維建模，但對(duì)部分倒角、圓角等局部特征作了適當(dāng)簡(jiǎn)化。為了更加恰當(dāng)?shù)靥砑游灰萍s束，模型中裝配了連桿組件。在ANSYS軟件中自動(dòng)劃分4/6面體混合網(wǎng)格，并對(duì)頂部、環(huán)區(qū)等位置進(jìn)行適當(dāng)加密，共劃分了350 664個(gè)單元，571 193個(gè)節(jié)點(diǎn)，網(wǎng)格模型與三維模型剖視圖如圖1所示。

2　邊界條件的確定

2.1熱邊界條件

活塞的溫度場(chǎng)隨著一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)燃?xì)鉁囟萒g與換熱系數(shù)αg的變化而不斷變化，但由于變化周期較短，在熱慣性的影響下，活塞整體溫度變化不大，基本只在頂面2mm之內(nèi)波動(dòng)，因此可視其為穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)[5]。

熱邊界條件較為復(fù)雜，通常按照第三類邊界條件進(jìn)行加載，但換熱系數(shù)難以精確確定。目前主要以經(jīng)驗(yàn)或半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算，由于本文所研究機(jī)型尚不具備開(kāi)展活塞溫度場(chǎng)測(cè)量的條件，所以無(wú)法根據(jù)特征點(diǎn)溫度進(jìn)行反算。

2.1.1活塞頂部的熱邊界條件

額定工況下，活塞頂面的瞬時(shí)溫度Tg和換熱系數(shù)αg通過(guò)AVL-BOOST軟件進(jìn)行柴油機(jī)工作過(guò)程的數(shù)值計(jì)算得到，如圖2所示。

一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的缸內(nèi)燃?xì)馄骄鶞囟萒m和平均換熱系數(shù)αm為：

圖2　燃?xì)鉁囟群蛽Q熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線

將活塞頂部按徑向分成A0-A9十個(gè)環(huán)形區(qū)域，其換熱系數(shù)采用修正后的Seal-Taylor經(jīng)驗(yàn)公式（3）[6]計(jì)算得到。

其中，N是從活塞頂部中心到喉口最大放熱系數(shù)處的距離，K為常數(shù)，取0.0166。

2.1.2活塞冷卻腔熱邊界條件

該型柴油機(jī)采用振蕩冷卻，一般可用以相似準(zhǔn)則為基礎(chǔ)的Bush公式來(lái)計(jì)算這種冷卻油腔的換熱系數(shù)[7]。

其中，β為換熱系數(shù)，De為冷卻油腔當(dāng)量直徑，l為潤(rùn)滑油的導(dǎo)熱系數(shù)，WB為冷卻油振蕩速度，H為截面平均高度，Nu為努塞爾數(shù)，n為轉(zhuǎn)速，γ為潤(rùn)滑油動(dòng)力粘度系數(shù)。根據(jù)此公式可計(jì)算中央冷卻油腔跟環(huán)形冷卻油腔的換熱系數(shù)，但亦可知，油腔各部位的振蕩冷卻效果與所處高度（De/H）有較大關(guān)系，高度越大（即De/H越小），效果越好。據(jù)此對(duì)冷卻油腔各部位的換熱系數(shù)進(jìn)行合理分配，見(jiàn)表1。

表1　活塞各區(qū)域熱邊界條件

2.1.3活塞側(cè)面?zhèn)鳠徇吔鐥l件

活塞側(cè)面包括火力岸、環(huán)區(qū)和裙部表面，其換熱系數(shù)比較難以確定。目前對(duì)這部分邊界條件可按多層平板模型的傳熱來(lái)處理，但涉及到氣膜、油膜、間隙等諸多參數(shù)，由于所研究的機(jī)型是引進(jìn)機(jī)型，技術(shù)資料掌握不全面，無(wú)法采用經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行計(jì)算；也沒(méi)有實(shí)測(cè)值，無(wú)法進(jìn)行比較，所以本文主要參考同類機(jī)型給定[8-9]，見(jiàn)表1。

2.2機(jī)械邊界條件

活塞主要受缸內(nèi)爆發(fā)壓力、往復(fù)慣性力和活塞側(cè)推力作用，在以往的分析中，多利用公式法計(jì)算相關(guān)數(shù)值，比較繁瑣且精度不高。本文采用ADAMS軟件建立了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的多體動(dòng)力學(xué)模型，得到了活塞加速度和側(cè)推力等隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，如圖3所示。其中往復(fù)慣性力以加速度的形式給出，施加在整個(gè)模型上，而爆發(fā)壓力主要作用在活塞頂部、火力岸及第一、二道環(huán)槽，其按照?qǐng)D4均布添加在各表面[10]。

圖3　活塞往復(fù)慣性力和側(cè)推力曲線

圖4　爆發(fā)壓力施加示意圖

活塞頭部與裙部之間采用雙頭螺栓聯(lián)接，螺栓預(yù)緊力由公式（6）計(jì)算得到，在ANSYS中采用PRETS179預(yù)緊單元模擬。

其中，T為螺栓的擰緊力矩，d為螺紋公稱直徑。

2.3位移邊界條件

在以往單獨(dú)計(jì)算的活塞模型中，通常約束銷座，忽略了活塞銷對(duì)銷座的作用力，無(wú)論用位移約束條件還是力邊界條件都難以正確描述。于是有了計(jì)及活塞銷的接觸模型[11]，其通常約束活塞銷的兩個(gè)端面，但是活塞銷的真正支承是連桿小端通過(guò)襯套對(duì)它的作用。為了更加準(zhǔn)確地描述活塞所受約束，可在計(jì)算規(guī)模允許的情況下，將連桿小端計(jì)入，如圖1所示，并對(duì)連桿小端下部的截?cái)嗝孢M(jìn)行全約束。連桿與襯套、襯套與活塞銷、活塞銷與活塞、鋼頂與裙部之間均設(shè)置為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15，接觸剛度為0.8，接觸行為選為非對(duì)稱，算法為增強(qiáng)的拉格朗日算法。

3　活塞熱機(jī)耦合結(jié)果分析

3.1活塞溫度場(chǎng)分析

利用ANSYSWORKBENCH有限元軟件計(jì)算得到活塞的溫度場(chǎng)如圖5~7所示。

圖5 活塞溫度場(chǎng)

圖6 第一環(huán)溫度場(chǎng)

由圖可知，活塞最高溫度為305℃，出現(xiàn)在活塞頭部喉口附近，最低溫度出現(xiàn)在冷卻腔內(nèi)。第一環(huán)溫度最高119℃，環(huán)區(qū)溫度在工作要求范圍之內(nèi)。裙部溫度最高105℃，出現(xiàn)在頂裙接觸面的螺栓孔附近，裙部其余部位溫度約在90℃左右?；钊麥囟日w處于允許的范圍之內(nèi)，且具有一定的強(qiáng)化潛力。

3.2活塞熱機(jī)耦合結(jié)果分析

活塞在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷共同作用下的應(yīng)力及變形如圖8和圖9所示。

圖7 裙部溫度場(chǎng)

圖8　活塞熱機(jī)耦合應(yīng)力云圖

圖9　活塞熱機(jī)耦合變形云圖

由圖可知，活塞熱機(jī)耦合應(yīng)力的最大值為456 MPa，出現(xiàn)在第一環(huán)槽內(nèi)壁的過(guò)渡圓弧處。另外，冷卻油孔、外沿凸臺(tái)、火力岸及銷座處的應(yīng)力值也較高，但都未超過(guò)材料的屈服極限?；钊共康淖畲髴?yīng)力值為245MPa，位于裙部螺栓的承壓面上，主要受螺栓的預(yù)緊力作用；銷座的最大應(yīng)力值為93MPa，主要是機(jī)械負(fù)荷的壓載作用。

活塞熱機(jī)耦合作用下的最大變形量為0.47mm，位于活塞頂部火力岸，未超過(guò)該機(jī)的最大配缸間隙0.63mm。活塞變形主要沿徑向向外，且自上而下變形量逐漸減小?；钊共吭隈詈献饔孟拢阡N軸方向發(fā)生膨脹變形，在垂直于銷軸方向發(fā)生擠壓變形，使裙部橫截面的形狀變成橢圓形。其原因有：

1）在側(cè)推力的作用下，承受側(cè)推力的裙部表面有被壓扁的傾向，使其在銷軸方向上的尺寸增大；

2）在爆發(fā)壓力與往復(fù)慣性力的共同作用下，活塞在活塞銷的跨度內(nèi)發(fā)生彎曲；

3）溫度升高引起熱膨脹，活塞銷座部分由于壁厚較其他部位要厚，剛度大，所以熱膨脹時(shí)變形也比較嚴(yán)重。

3.3活塞高頻疲勞分析

本文所研究的機(jī)型為發(fā)電用柴油機(jī)，運(yùn)行工況穩(wěn)定，又由前文可知，在熱慣性作用下，活塞溫度只在頂部表面波動(dòng)，整個(gè)活塞溫度場(chǎng)可視為穩(wěn)態(tài)場(chǎng)。因此可將由溫度產(chǎn)生的熱應(yīng)力視為恒定的預(yù)應(yīng)力，將機(jī)械負(fù)荷產(chǎn)生的應(yīng)力視為變化的應(yīng)力，其載荷譜由ADAMS仿真得到，如圖3所示。保守起見(jiàn)，疲勞分析所采用的S-N曲線均是在對(duì)應(yīng)材料取額定工況最大溫度時(shí)得到的，即鋼頂材料取305℃，裙部材料取105℃。將有限元文件及載荷譜導(dǎo)入NCODE軟件，計(jì)算得到活塞的壽命云圖如下。

圖10　活塞疲勞壽命LIFE云圖

由圖可知，額定工況下活塞疲勞壽命的最小循環(huán)次數(shù)為1.04×1010，折合19 259 h，最小壽命點(diǎn)位于裙內(nèi)銷座上方，主要是周期變化的爆發(fā)壓力、往復(fù)慣性力和側(cè)推力等機(jī)械負(fù)荷作用所導(dǎo)致，銷座容易產(chǎn)生裂紋，從而導(dǎo)致活塞的疲勞破壞。

4　結(jié)論

1）該型柴油機(jī)活塞額定工況下的最高溫度為305℃，出現(xiàn)在活塞頭部喉口附近，第一環(huán)溫度最高119℃，環(huán)區(qū)溫度在工作要求范圍之內(nèi)，活塞整體溫度不高，具有一定的強(qiáng)化潛力。

2）在熱機(jī)耦合的作用下，活塞最大應(yīng)力為456 MPa，位于第一環(huán)槽內(nèi)壁的過(guò)渡圓弧處，銷座的最大應(yīng)力為93MPa，均未超過(guò)材料的屈服極限?；钊~定工況下的疲勞壽命為，最小壽命點(diǎn)位于裙內(nèi)銷座上方。通過(guò)以上有限元計(jì)算，找到了活塞的薄弱環(huán)節(jié)，為以后結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了合理依據(jù)。

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中圖分類號(hào)：TK422

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：2095-8234（2015）05-0026-05

收稿日期：（2015-07-14）

作者簡(jiǎn)介：顏峰（1991-），男，碩士研究生，主要研究方向?yàn)閯?dòng)力機(jī)械及熱力學(xué)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、仿真與優(yōu)化。

Coup led Thermaland Mechanical Load Analysis in a Certain Type High Power Diesel Engine Piston

Yan Feng1,2,Huang Yingyun1,2,Xing Xianfeng3
1-Military Key Laboratory for Naval Ship Power Engieening,NavalUniversity ofEngineering(Wuhan,
Hubei,430033,China)；2-College of Power Engineering,NavalUniversity ofEngineering
3-92001 Army Headquarters

Abstract：Utilizing AVL-BOOSTsoftware to analyze dieselengine in-cylinderworking process,combined with empirical and semi-empirical formulas,piston thermal boundary conditionswere gained,and piston temperature was calculated by themeans of finite elementmethod.Making use ofmulti-body dynamic method to analyze crank and connecting rodmechanism,themechanical boundary conditionsof reciprocating inertia forcesand lateral forcewereobtained.On this basis,piston stress and deformation are calculated under the conditions of thermal-mechanical coupling load.Finally,the high frequency fatigue life of the piston is obtained by NCODE software.The results showed that，itsmaximum temperature is305℃,occurring on first ring groove innerwall transition arc;and itsmaximum deformation is0.47mm,occurring on top land;itsminimum fatigue life is 1.04×1010,occurringon the inboard ofpiston skirtabove pin-seat.

Keywords：Dieselengine,Piston,Coupled thermalandmechanical load,Temperature field