吳波,楊利,金紹江,王洪臣,于春燕,劉鴻濤,田為軍

(1.長春工程學(xué)院工程訓(xùn)練中心,130012,長春;2.長春工程學(xué)院水利與環(huán)境工程學(xué)院,130012,長春;3.吉林大學(xué)工程仿生教育部重點實驗室,130022,長春)

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仿生活塞疲勞壽命預(yù)測與回歸設(shè)計

吳波1,楊利1,金紹江1,王洪臣1,于春燕1,劉鴻濤2,田為軍3

(1.長春工程學(xué)院工程訓(xùn)練中心,130012,長春;2.長春工程學(xué)院水利與環(huán)境工程學(xué)院,130012,長春;3.吉林大學(xué)工程仿生教育部重點實驗室,130022,長春)

針對發(fā)動機活塞缸套系統(tǒng)的摩擦損失占發(fā)動機機械總功耗的50%的問題,基于貝殼體表條紋形凸脊結(jié)構(gòu)的耐磨損特性,對發(fā)動機活塞在氣缸內(nèi)往復(fù)運動過程中裙部與缸壁產(chǎn)生周期性碰撞導(dǎo)致的磨損進行了仿生研究。將貝殼體表的結(jié)構(gòu)形態(tài)以垂直豎狀條紋形式沿活塞軸向貫穿設(shè)計于裙部,可起到減磨、卸載集中應(yīng)力、提高疲勞壽命的效果。通過對標(biāo)準(zhǔn)和仿生活塞進行熱-機耦合有限單元分析,得出了活塞各個部位的應(yīng)力應(yīng)變情況,根據(jù)曼森和科芬準(zhǔn)則得出了仿生活塞各部位疲勞壽命,并對疲勞壽命進行部分正交多項式回歸設(shè)計,找出了試驗水平、因素與疲勞壽命的內(nèi)在規(guī)律。選取最優(yōu)仿生活塞和標(biāo)準(zhǔn)活塞進行了臺架試驗和機理分析,發(fā)現(xiàn)這種貫穿于裙部的活塞軸向的淺窄大間距條紋可提高活塞疲勞壽命,條紋深度對活塞各個部位的疲勞壽命影響最大,仿生活塞磨損量比標(biāo)準(zhǔn)活塞平均減小41.4%,溫度平均降低7%。該結(jié)果可為發(fā)動機設(shè)計和耐磨損研究提供參考。

仿生條紋;回歸設(shè)計;疲勞壽命;發(fā)動機活塞;貝殼

發(fā)動機誕生100多年來,逐漸推廣應(yīng)用于工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通運輸、軍工等領(lǐng)域,如今它已經(jīng)成為人們?nèi)粘Ｉ钪械谋匦杵?。發(fā)動機長期在高溫、高壓工況下運行,尤其是與燃燒室緊密相連的活塞極易產(chǎn)生疲勞失效[1-3]。生物界中很多物種在進化過程中形成了抗疲勞的可靠性體表形態(tài),很多人已經(jīng)將這些形態(tài)應(yīng)用于工程設(shè)計中。韓志武等將仿生形態(tài)加工于齒輪表面進行試驗[4],與普通齒輪對比仿生齒輪試件的彎曲疲勞壽命提高了1.06～1.42倍。王剛從理論的角度對幾種耐疲勞和耐磨損生物體的機理進行了研究[5],結(jié)合現(xiàn)有的壓鑄模具材料、工藝特性和激光加工技術(shù),制定了激光阻斷強化的新型工藝方法。Huang等根據(jù)沙漠蜥蜴的抗固體顆粒沖蝕體表結(jié)構(gòu)[6],設(shè)計了具有圓形、菱形等鱗片形仿生結(jié)構(gòu)和上硬下軟仿生材料的耦合試件,進行耐沖蝕試驗,結(jié)果表明仿生試件耐沖蝕性能比普通試件提高10%。本文以ZL108鋁合金發(fā)動機活塞為試驗?zāi)阁w,將貝殼體表防磨損、耐沖蝕的形態(tài)應(yīng)用于發(fā)動機的活塞裙部上,以期提高活塞的使用壽命。

歸納總結(jié)現(xiàn)今國內(nèi)外對活塞疲勞壽命的預(yù)測,大多以活塞的熱應(yīng)力和機械應(yīng)力為基礎(chǔ),以等效平均應(yīng)力、材料塑性參數(shù)等為依據(jù)進行推測計算[7-9]。本文首先對標(biāo)準(zhǔn)活塞進行仿真分析,并基于此分析結(jié)果進行仿生活塞設(shè)計,最終得出仿生活塞優(yōu)于標(biāo)準(zhǔn)活塞的耐疲勞機理。

1 標(biāo)準(zhǔn)活塞疲勞壽命預(yù)測

發(fā)動機活塞在起動-運行-停車過程中造成的損傷最為嚴(yán)重,對于活塞耐久性和可靠性分析可等效為對熱-機疲勞壽命的預(yù)測[10]。

1.1 標(biāo)準(zhǔn)活塞受熱分析

通過第3類邊界條件[11],即已知活塞周圍介質(zhì)的換熱系數(shù)α和介質(zhì)溫度T0,計算出溫度場溫度T,表達式為

(1)

式中:k為活塞換熱系數(shù)。

根據(jù)氣缸中冷卻水套的流體參數(shù)和流動性質(zhì),采用Dittns-Boelter公式得努賽爾數(shù)

(2)

(3)

式中:Prf為普朗特數(shù),在已知水溫的情況下取1.95;hw為缸套和冷卻水的平均換熱系數(shù);λf為水的換熱系數(shù),取0.68 W/(m·K);D為水套當(dāng)量直徑,取10 mm。

然后進行換熱系數(shù)的推導(dǎo)[12],火力岸和環(huán)區(qū)的換熱系數(shù)為

(4)

(5)

式中:a1為火力岸與缸套間距;a2為環(huán)區(qū)上沿與活塞環(huán)間距;b為缸套厚度;c為活塞環(huán)寬度;λ1為潤滑油換熱系數(shù);λ2為缸套換熱系數(shù);λ3為活塞環(huán)換熱系數(shù)。

活塞頂部和裙部換熱系數(shù)計算類似火力岸和環(huán)區(qū)。活塞溫度場計算值與實測值如圖1和表1所示。一般認定,發(fā)動機在進入正常工作狀態(tài)時活塞的溫度處于穩(wěn)態(tài),據(jù)此將上述溫度值作為活塞熱-機耦合有限單元分析中的熱載荷邊界條件。

表1 活塞計算溫度和實測溫度對比 ℃

圖1 活塞溫度測點布置

1.2 標(biāo)準(zhǔn)活塞受力分析

活塞在氣缸內(nèi)往復(fù)運動,除了受到熱載荷還同時受到各種機械載荷的作用,活塞具體受力分析如圖2所示。

圖2 活塞受力分析

作用于活塞上的力和力矩平衡方程[13]為

(6)

(7)

(8)

1.3 標(biāo)準(zhǔn)活塞有限元分析

研究表明,假設(shè)曲軸轉(zhuǎn)角在0°時為進氣沖程開始,則曲軸轉(zhuǎn)角為360°～540°時處于做功沖程,曲軸運動到390°時,由二階擺動引起的運動使裙部主推力面與缸套內(nèi)壁最貼近,此時潤滑油膜最薄、流體動壓最大、摩擦力最大[14],故選取該時間點在曲軸正常工作轉(zhuǎn)速狀況下的活塞狀態(tài)進行試驗分析,以前述溫度場和活塞受力分析作為邊界條件,對活塞進行熱-機耦合有限元分析。對活塞-缸套系統(tǒng)進行網(wǎng)格劃分,采用20節(jié)點的Solid186單元,接觸面設(shè)置接觸對,采用映射和自由網(wǎng)格劃分。將曲軸旋轉(zhuǎn)至390°,并將缸套、曲軸和連桿設(shè)置為固定約束,使連桿通過銷軸對活塞產(chǎn)生支反力,同時對活塞施加頂部燃氣壓力、慣性加速度。

(a)活塞缸套系統(tǒng)網(wǎng)格劃分 (b)活塞網(wǎng)格劃分圖3 網(wǎng)格劃分

如圖4所示的標(biāo)準(zhǔn)活塞熱-機耦合有限元分析結(jié)果可以看出,變形多匯集于裙部底端的中央位置和活塞頂部的邊沿位置。這是由于裙部底端材料最薄且活塞內(nèi)部對此處無加強筋設(shè)計,活塞頂端所受高溫燃氣壓力最大。裙部底端的應(yīng)力大于裙部頂端的應(yīng)力,且應(yīng)力由裙部中間向兩側(cè)先增大后減小。

(a)變形云圖 (b)應(yīng)力分布云圖 圖4 標(biāo)準(zhǔn)活塞有限元分析

1.4 活塞疲勞壽命預(yù)測

低頻熱負荷是指發(fā)動機周期性變化的工況使受熱部件內(nèi)部(不包括表面)溫度也周期性變化,以及由溫度延時傳遞所產(chǎn)生的短時間溫度分布的變化。本試驗選取低頻疲勞壽命預(yù)測結(jié)果對活塞起步-運行-停車循環(huán)次數(shù)進行推演。

對發(fā)動機活塞建立疲勞壽命計算模型,應(yīng)在模型中反映高溫蠕變、極限載荷、應(yīng)力和應(yīng)變等因素對循環(huán)彈性及塑性應(yīng)變范圍的影響。高溫下塑性變形的大小具有不穩(wěn)定性,材料壽命預(yù)測次數(shù)大于104時,應(yīng)變塑性與彈性應(yīng)變范圍的數(shù)量級相當(dāng),此時建議考慮彈性項的影響。對于本文中低頻疲勞壽命的預(yù)測可采用準(zhǔn)則[15-16]

(9)

式中:b、δ′為疲勞強度指數(shù)和系數(shù);c、ε′為疲勞延性指數(shù)和系數(shù);Δε為總變形范圍;E為彈性模量;N為疲勞壽命。

根據(jù)29種金屬材料在常溫下的試驗結(jié)果,采用通用斜率法,得出b=-0.12,c=-0.6,δ′=3.5δb,ε′=ε0.6,其中δb為活塞所受最大應(yīng)力,ε為活塞所受平均變形。

2 仿生活塞設(shè)計研究

2.1 仿生豎條紋尺寸確定

貝殼由強韌的天然礦化材料組成,且體表排布著具有防磨損和抗沖蝕的條紋凸脊結(jié)構(gòu),使其長期生存在混有多種硬物的湍流和含有腐蝕性物質(zhì)的泥沙中仍完好無損。貝殼在泥沙中翻轉(zhuǎn)與活塞在缸套內(nèi)運動情況類似,均為固固接觸且接觸面存在潤滑液體。本文選用貝殼類生物毛蚶作為仿生原型,將其殼表結(jié)構(gòu)應(yīng)用于發(fā)動機活塞裙部上。毛蚶成體殼長4～5 cm,殼堅厚而寬,殼表排布著條紋凸脊,脊寬度范圍為1.1～1.6 mm,脊間間距范圍為0.07～0.8 mm,如圖5所示。結(jié)合試驗用活塞外形尺寸,基于毛蚶體表凸脊結(jié)構(gòu)尺寸,沿活塞軸向加工條紋于活塞裙部,定義仿生條紋列間距范圍為5～8 mm,條紋深度范圍為0.8～1 mm,條紋寬度范圍為0.8～1 mm。

(a)毛蚶 (b)毛蚶殼表面圖5 毛蚶的非光滑體表

2.2 仿生活塞設(shè)計及有限元分析

2.2.1 仿生豎條紋活塞正交試驗方案制定 毛蚶在被湍流沖蝕后,由于獨特的外形形態(tài),使其最終旋轉(zhuǎn)至凸脊與湍流方向一致的狀態(tài),泥沙沿著凸脊表面碰撞侵蝕殼體。因此,本文設(shè)計中,在高速運行的活塞裙部表面沿軸向加工條紋,如圖6所示,帶有條紋的裙部表面在與氣缸內(nèi)壁周期性碰撞的過程中,可以很好保證裙部磨損減小、熱應(yīng)力被卸載以及工作過程中不易疲勞失效。

圖6 仿生豎條紋形活塞示意圖

條紋以垂直豎列形式均勻分布于活塞裙部,且條紋貫穿于整個裙部,即條紋長度等于裙長,列方向沿活塞周向,行方向沿活塞軸向。

本設(shè)計選用條紋分布、條紋深度、條紋間距3個因素。條紋分布包括3個水平:條紋形,如圖7a所示;條紋間夾通孔形,即每兩個豎條紋間夾入通孔列,如圖7b所示,第一行孔中心線距離活塞頂端距離為24 mm,孔均布6行,行間距為5 mm;寬條紋間夾窄條紋形,即每兩個豎條紋間夾入一淺窄條紋,如圖7c所示。條紋深度包括0.8、0.9、1 mm 3個水平,條紋寬度設(shè)定等于條紋深度,對應(yīng)的孔徑為0.5、0.6、0.7 mm。對于寬條紋間夾窄條紋形,中間淺窄條紋對應(yīng)尺寸為0.5、0.6、0.7 mm,窄條紋深度等于窄條紋寬度。條紋間距從活塞頂端看,以活塞徑向中心軸線為圓心,包括8°(11個槽)、10°(9個槽)、12°(7個槽)3個水平,如圖8所示。

(a)條紋形 (b)條紋間夾通孔形

(c)寬條紋間夾窄條紋形圖7 3種類型條紋分布

圖8 豎條紋尺寸

根據(jù)上述仿生活塞設(shè)計原則,選用正交表編制模擬試驗方案[17],如表2所示。

2.2.2 豎條紋形活塞疲勞壽命預(yù)測 仿生豎條紋形活塞的熱-機耦合分析邊界條件等同于標(biāo)準(zhǔn)活塞。為了驗證仿生豎條紋對集中應(yīng)力的分散卸載作用,選取活塞上溫度最高的活塞頂部疲勞壽命作為試驗指標(biāo)之一,選取活塞上應(yīng)力較集中的第3環(huán)槽疲勞壽命作為試驗指標(biāo)之二,選取代表仿生結(jié)構(gòu)對活塞剛度影響情況的裙部疲勞壽命作為試驗指標(biāo)之三。

表2 仿生活塞模擬試驗

根據(jù)曼森和科芬準(zhǔn)則得出了仿生活塞起動-運行-停車的循環(huán)次數(shù),如圖9所示。由圖9可以看出,9個仿生活塞頂部疲勞壽命平均比標(biāo)準(zhǔn)活塞提高3.0%,第3環(huán)槽疲勞壽命平均比標(biāo)準(zhǔn)活塞提高3.3%,裙部疲勞壽命平均比標(biāo)準(zhǔn)活塞提高3.7%。

圖9 標(biāo)準(zhǔn)與仿生活塞疲勞壽命

3 仿生活塞疲勞壽命回歸設(shè)計

2.2.1節(jié)中的正交試驗選取了9組典型試驗?zāi)Ｐ?由于本試驗不需要考慮各個因素的交互作用,為了反映仿生豎條紋設(shè)計與活塞各個部位疲勞壽命的內(nèi)在規(guī)律,對活塞疲勞仿真結(jié)果進行回歸設(shè)計。由于本試驗各因素中水平選取的特殊性,將表2簡化為表3,以符合回歸方程計算的要求。

表3 因素水平表

注:1表示條紋形;2表示條紋間夾通孔形;3表示寬條紋間夾窄條紋形

根據(jù)試驗情況,對仿生活塞進行部分正交多項式回歸設(shè)計,各因素取到二次多項式。采用Fisher回歸方程,因素第α次多項式的回歸系數(shù)為[17]

(10)

回歸方程的統(tǒng)計檢驗采用正交多項式回歸設(shè)計,自由度為1,諸因素各次多項式的偏差平方和為

(11)

結(jié)合表2和正交多項式b=3,查表得出:X1(1)=-1,X1(2)=0,X1(3)=1,(λ2S)1=2,X2(1)=1,X2(2)=-2,X2(3)=1,(λ2S)2=6?；钊敳科趬勖c各因素不同次多項式回歸系數(shù)及相應(yīng)的計算結(jié)果如表4所示。

表4 活塞頂部疲勞壽命回歸系數(shù)計算結(jié)果

頂部疲勞壽命編碼空間回歸方程為

0.062 3X1(z2)+0.062 9X1(z3)

(12)

且該方程置信度為95%,每個因素所含水平數(shù)N=3。已知

(13)

將式(13)代入式(12),可得頂部疲勞壽命自然空間回歸方程為

0.623z2+0.031z3

(14)

同理,可求出第3環(huán)槽疲勞壽命編碼空間回歸方程為

0.040 3X2(z2)-0.061 1X1(z3)

(15)

方程置信度為75%,每個因素所含水平數(shù)N=3。已知

(16)

將式(16)代入式(15),可得第3環(huán)槽疲勞壽命自然空間回歸方程為

391.608z2+217.560z22-0.183z3

(17)

裙部疲勞壽命編碼空間回歸方程為

0.027 4X1(z2)+0.016 3X1(z3)

(18)

方程置信度為95%,每個因素所含水平數(shù)N=3。已知

(19)

將式(19)代入式(18)可得裙部疲勞壽命自然空間回歸方程為

1.647z2+0.049z3

(20)

4 臺架試驗

為了進一步揭示仿生豎條紋在活塞往復(fù)運動中的減磨、降阻機理和對疲勞壽命的影響,本文通過發(fā)動機臺架冷試驗來實現(xiàn)。試驗臺設(shè)計基于發(fā)動機耐久性的檢測,采用電機傳動使飛輪逆序帶動活塞在缸套內(nèi)做功。根據(jù)發(fā)動機耐久性試驗標(biāo)準(zhǔn),在20°下、磨合期為20 h時曲軸轉(zhuǎn)速為怠速800 r/min,耐久性試驗700 h時曲軸為正常轉(zhuǎn)速3 200 r/min。

本研究的目的就是減小活塞和缸套之間的摩擦功耗、延長活塞的疲勞壽命。因此,臺架試驗數(shù)據(jù)的采集,一方面針對活塞的耐久性進行評估,活塞工作溫度越低疲勞壽命越長,本試驗以長期處于高溫和交變高壓下的活塞頂部溫度來驗證;另一方面要驗證仿生形態(tài)的減磨、增潤性,本試驗以活塞整體磨損質(zhì)量差和試驗后裙部參磨部位表面粗糙度來驗證。

該臺架試驗周期長、更換受試活塞過程復(fù)雜,故僅在前述每組回歸設(shè)計中均選取一個最優(yōu)活塞與標(biāo)準(zhǔn)活塞共同進行耐久性試驗。3個受試仿生活塞結(jié)構(gòu)分別為:1#仿生活塞為條紋形、條紋深度為0.8 mm、條紋間距為12°;2#仿生活塞為寬條紋間夾窄條紋形、條紋深度為1 mm、條紋間距為12°;3#仿生活塞為條紋間夾通孔形、條紋深度為0.8 mm、條紋間距為12°。

受試發(fā)動機為四缸八氣門結(jié)構(gòu),將上述3個最優(yōu)仿生活塞和標(biāo)準(zhǔn)活塞作為一組試驗來完成,試驗誤差更小,試驗結(jié)果如表5、圖10所示。試驗前后對活塞稱重時,每個活塞稱重6次,然后取平均值?；钊敳繙囟葹榛钊幱诜€(wěn)定、正常工作狀態(tài)下,使用手持式熱成像儀對每個活塞頂部檢測6次,然后取平均值。由表5可以看出,3個仿生活塞平均磨損量比標(biāo)準(zhǔn)活塞減小41.4%,平均頂部溫度降低7%。

表5 活塞試驗指標(biāo)對比

使用JB-5C粗糙度輪廓儀檢測試驗后活塞裙部磨損情況。采樣長度取10 mm,橫向位置活塞中心線各向兩側(cè)取5 mm,縱向位置沿裙部長度方向平均選取12個位置。為了減小活塞工作過程中的震動,銷孔為偏心設(shè)計,故主推力面所受載荷更大、磨損更明顯,此處僅對主推力面進行粗糙度檢測。提取粗糙度檢測結(jié)果中的輪廓算數(shù)平均偏差為分析依據(jù),粗糙度越大說明活塞磨損越嚴(yán)重,結(jié)果如圖10所示。

圖10 粗糙度檢測結(jié)果

5 仿生豎條紋形活塞機理分析

從仿生和標(biāo)準(zhǔn)活塞疲勞壽命分析結(jié)果、仿生活塞各部位疲勞壽命回歸設(shè)計、最優(yōu)仿生活塞和標(biāo)準(zhǔn)活塞的臺架試驗結(jié)果,可以得出如下機理分析。

(1)從活塞低頻疲勞壽命預(yù)測結(jié)果來看,所有仿生活塞頂部循環(huán)次數(shù)均大于標(biāo)準(zhǔn)活塞,頂部循環(huán)次數(shù)最長的為4#、5#、7#、3#仿生活塞。本文所選低頻疲勞壽命的預(yù)測準(zhǔn)則充分考慮了活塞總體熱應(yīng)變范圍、最大熱應(yīng)力、平均塑性變形。活塞頂部長期處于高溫和高頻熱沖擊工作狀態(tài),成為活塞中最易疲勞失效的部位之一,仿生豎條紋增加了裙部的表面積,起到了散熱和分散集中熱應(yīng)力的作用。通孔相對條紋有更佳的散熱效果,故條紋間夾通孔形排布使頂部壽命更長,淺窄和大間距條紋可以減輕活塞負擔(dān),增加活塞頂部循環(huán)次數(shù)。

所有仿生活塞第3環(huán)槽循環(huán)次數(shù)均大于標(biāo)準(zhǔn)活塞,3環(huán)槽循環(huán)次數(shù)最長的為5#、4#、3#、6#仿生活塞。由于第3道環(huán)槽內(nèi)的回油孔距離有復(fù)雜結(jié)構(gòu)的銷孔很近,必然導(dǎo)致熱-機耦合應(yīng)力集中且大于其他部位。延活塞軸向貫穿裙部排布的條紋,使第3環(huán)槽集中的應(yīng)力逐漸由上到下分散到裙部,通孔卸載集中應(yīng)力的效果比淺窄條紋要好。

所有仿生活塞裙部循環(huán)次數(shù)均大于標(biāo)準(zhǔn)活塞,裙部循環(huán)次數(shù)最長的為4#、5#、2#、1#仿生活塞。沿活塞周向等間距排布的條紋,使裙部應(yīng)力均勻分散,條紋形和條紋間夾通孔形排布在卸載集中應(yīng)力的同時不至于加大材料塑性耗竭,故可增加活塞的循環(huán)次數(shù)。過大深度的條紋雖然散熱效果強大,但此優(yōu)點不足以彌補其在高頻、高溫載荷沖擊下對活塞塑性蠕變促衰的缺點。寬條紋間夾窄條紋形由于條紋排布過于緊密,如果再配合較大深度尺寸,反而會起副作用來增加裙部負擔(dān)。

(2)從仿生活塞各個部位疲勞壽命的回歸設(shè)計結(jié)果來看,從活塞頂部疲勞壽命與3因素的回歸方程可以看出,對頂部疲勞壽命影響從大到小的因素依次為條紋深度、條紋分布、條紋間距。從各個因素與頂部疲勞壽命的關(guān)系可以看出,使活塞頂部疲勞壽命延長由優(yōu)到劣的排布依次為條紋形、條紋間夾通孔形、寬條紋間夾窄條紋形。淺窄類和大間距的條紋使活塞疲勞壽命更長。

從第3環(huán)槽疲勞壽命與3因素的回歸方程可以看出,對第3環(huán)槽疲勞壽命影響從大到小的因素依次為條紋深度、條紋分布、條紋間距。從各個因素與第3環(huán)槽疲勞壽命的關(guān)系可以看出,條紋形和寬條紋間夾窄條紋形排布、條紋深度為0.8、1 mm,條紋間為小間距設(shè)計時,第3環(huán)槽壽命更長。

從裙部疲勞壽命的回歸方程可以看出,對裙部疲勞壽命影響從大到小的因素依次為條紋深度、條紋分布、條紋間距。從各個因素與裙部疲勞壽命的關(guān)系可以看出,條紋間夾通孔形和淺窄類、小間距的條紋使裙部壽命更長。由于條紋深度對活塞剛度的影響最大,故成為影響活塞各個部位疲勞壽命的主要因素,而本設(shè)計的條紋間距十分合理,故成為影響活塞各個部位疲勞壽命的最次要因素。

(3)從最優(yōu)仿生活塞和標(biāo)準(zhǔn)活塞的臺架試驗結(jié)果來看,仿生活塞磨損量均小于標(biāo)準(zhǔn)活塞,這說明仿生結(jié)構(gòu)確實起到增潤、降阻的作用。仿生活塞頂部溫度亦小于標(biāo)準(zhǔn)活塞,說明仿生結(jié)構(gòu)可以起到散熱作用?；钊诟邷毓ぷ髦械臒崃客ǔＳ筛變?nèi)冷卻系統(tǒng)和活塞表面流動的潤滑油傳遞散去,仿生結(jié)構(gòu)可以在富油狀態(tài)下加速潤滑油的流動以提高散熱效率。

由圖10可以看出,所有仿生活塞磨損后的粗糙度均小于標(biāo)準(zhǔn)活塞,說明仿生活塞磨損較小。標(biāo)準(zhǔn)活塞裙部底端磨損情況比裙部頂端嚴(yán)重,裙部中上位置磨損最厲害。1#仿生活塞整體磨損情況較平穩(wěn),裙部底端磨損雖然依然高于裙部頂端,但整體磨損均勻,說明條紋形排布使?jié)櫥湍づ挪几鶆颉?#仿生活塞整體磨損情況波動較大,裙部底端和頂端的磨損很小,裙部中下位置和中上位置磨損較大,說明寬條紋間夾窄條紋形排布增大了裙部底端和頂端的儲油能力,而條紋的緊密排布卻影響了裙部的剛度,增大了變形,減小了油膜厚度。3#仿生活塞整體磨損情況最為平穩(wěn),裙部底端和頂端磨損情況恰好與標(biāo)準(zhǔn)活塞相反,這說明條紋間夾通孔形排布減磨、降阻效果最優(yōu),通孔可以在富油狀態(tài)下將潤滑油通過活塞內(nèi)腔排入儲油盒,隨之帶走大量熱能;條紋可以在乏油狀態(tài)下通過負壓供給潤滑油,減小裙部摩擦、磨損。

6 結(jié) 論

疲勞壽命預(yù)測結(jié)果可以看出,條紋間夾通孔形排布、淺窄和大間距條紋使活塞各個部位疲勞壽命最長。疲勞壽命預(yù)測結(jié)果可以看出,仿生活塞頂部疲勞壽命比標(biāo)準(zhǔn)活塞平均提高3.0%;仿生活塞第三環(huán)槽疲勞壽命比標(biāo)準(zhǔn)活塞平均提高3.3%;仿生活塞裙部疲勞壽命比標(biāo)準(zhǔn)活塞平均提高3.7%?；貧w設(shè)計結(jié)果可以看出,對疲勞壽命影響從大到小的因素依次為條紋深度、條紋分布、條紋間距;對于活塞頂部來說條紋形排布使其壽命更長,對于活塞底部來說條紋間夾通孔形排布使其壽命更長。臺架試驗結(jié)果可以看出,仿生活塞磨損量比標(biāo)準(zhǔn)活塞平均減小41.4%,溫度平均降低7%。

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(編輯 趙煒 苗凌)

Prediction and Regression Design of Bionic Piston Fatigue Life

WU Bo1,YANG Li1,JIN Shaojiang1,WANG Hongchen1,YU Chunyan1, LIU Hongtao2,TIAN Weijun3

(1. Engineering Training Center, Changchun Institute of Technology, Changchun 130012, China; 2. Institute of Water Resources and Environmental Engineering, Changchun Institute of Technology, Changchun 130012, China; 3. Key Laboratory of Bionic Engineering, Ministry of Education, University, Changchun 130022, China)

The frictional loss of piston cylinder jacket system accounts for up to about 50% of the total mechanical power of engine. Peculiarity of sea shells in standing wear and tear is closely related to the stripe shape and ridge form on their surface. When piston, the main part of an engine, reciprocates within cylinder jacket, skirt and cylinder wall will produce periodic collision and abrasion. We conducted a bionic design on the piston skirt. The form of shell’s surface was designed with vertical stripes through machining grooves along the axial direction of piston skirt in order to reduce attrition, release concentrated stress and improve fatigue life. First, through the thermal-mechanical coupling finite element analysis on both standard and bionic pistons, we analyzed the strain and stress of every part of the piston. Then we obtained the fatigue life of every part of the bionic piston according to Manson and Coffin formula. A partial orthogonal polynomial regression design on the fatigue life was conducted to find the inherent rules among test level, factors and fatigue life. Optimal bionic piston and standard piston were selected to conduct bench test and mechanism analysis. Results show that the grooves along the axial direction of piston skirt, with shallow or narrow and a large spacing, can improve the fatigue life of pistons. The wear and tear of the bionic piston is decreased by 41.4%, and the average temperature is lowered by 7% compared with standard piston.

bionic structure; regression analysis; fatigue life; engine piston; sea shell

10.7652/xjtuxb201605011

2015-11-15。 作者簡介:吳波(1980—),女,博士,講師?；痦椖?國家自然科學(xué)基金資助項目(51375205);國家自然科學(xué)基金青年基金資助項目(51305157,51308066);吉林省科技發(fā)展計劃資助項目(20130522105JH)。

時間:2016-02-25

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160225.1205.006.html

TB17

A

0253-987X(2016)05-0072-09