董洪全， 馮慧華

(1. 太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 山西 太原 030024； 2. 北京理工大學(xué)機(jī)械與車(chē)輛學(xué)院， 北京 100081)

活塞組件耦合作用下的氣缸套變形特征分析

董洪全1， 馮慧華2

(1. 太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 山西 太原 030024； 2. 北京理工大學(xué)機(jī)械與車(chē)輛學(xué)院， 北京 100081)

為評(píng)估某V型高強(qiáng)化柴油機(jī)氣缸套的變形特征，考慮活塞組件的耦合作用，建立氣缸套變形分析的有限元分析模型。采用有限元非線性求解方法對(duì)氣缸套熱-機(jī)耦合工況下結(jié)構(gòu)變形進(jìn)行求解，獲得氣缸套工作狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)變形量，并充分說(shuō)明在氣缸套結(jié)構(gòu)變形分析中考慮活塞組件耦合效應(yīng)的重要性。分析了缸套結(jié)構(gòu)縱向及不同高度截面變形特點(diǎn)，結(jié)果表明，缸蓋螺栓預(yù)緊載荷和活塞側(cè)向作用力對(duì)缸套缸口和活塞上止點(diǎn)處的截面變形影響較大，氣缸套中下部截面變形相對(duì)較小，主要以橢圓變形為主。

耦合作用； 活塞； 氣缸套； 變形

隨著柴油機(jī)強(qiáng)化技術(shù)的廣泛應(yīng)用，柴油機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及工作壽命將面臨更加嚴(yán)格的要求，因此零部件的設(shè)計(jì)必須保證足夠的剛度和強(qiáng)度，從而保證整機(jī)具有較高的可靠性。氣缸套作為柴油機(jī)燃燒室重要組成部件之一，其結(jié)構(gòu)變形將直接影響缸套與活塞之間的配合關(guān)系，進(jìn)而改變?nèi)紵业拿芊鉅顟B(tài)及活塞與缸套間的潤(rùn)滑性能，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性和排放特性受到影響。氣缸套的工作環(huán)境極其苛刻，受力狀況也較為復(fù)雜，有關(guān)缸套的研究也較多，但主要是針對(duì)氣缸套-活塞摩擦副的潤(rùn)滑特性和磨損機(jī)理的研究[1-2]以及缸套動(dòng)態(tài)特性與穴蝕傾向分析[3]，涉及缸套結(jié)構(gòu)變形的研究主要是針對(duì)熱-機(jī)耦合作用下的氣缸套結(jié)構(gòu)變形分析[4-5]，對(duì)于活塞組件耦合作用影響下的氣缸套結(jié)構(gòu)變形分析研究相對(duì)較少。在氣缸套結(jié)構(gòu)變形特征分析中，考慮活塞組件耦合作用的影響，可有效提高氣缸套結(jié)構(gòu)變形分析的準(zhǔn)確性，合理分析預(yù)測(cè)缸套在活塞側(cè)向作用力下的結(jié)構(gòu)變形，評(píng)估缸套與活塞摩擦副的工作可靠性，因此有必要對(duì)氣缸套在活塞組件耦合作用下的結(jié)構(gòu)變形進(jìn)行深入研究，提高發(fā)動(dòng)機(jī)整體設(shè)計(jì)水平。

本研究以某V8高功率柴油機(jī)為待研機(jī)型，考慮活塞組件間的結(jié)構(gòu)耦合效應(yīng)及燃燒室結(jié)構(gòu)件間的非線性因素的影響，對(duì)氣缸套結(jié)構(gòu)變形進(jìn)行分析，獲得氣缸套截面變形規(guī)律，為柴油機(jī)的氣缸套設(shè)計(jì)提供理論參考。

1 氣缸水套流-固耦合傳熱系統(tǒng)數(shù)值計(jì)算

柴油機(jī)氣缸套在工作過(guò)程中同時(shí)承受機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷的作用，氣缸套外側(cè)與冷卻液接觸并進(jìn)行熱交換，因此，冷卻水腔中冷卻液的流動(dòng)狀況直接影響缸套的冷卻效果。為獲得較為準(zhǔn)確的傳熱邊界條件，采用流-固耦合的方法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水腔內(nèi)冷卻液的溫度場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，以此確定氣缸套外壁面耦合區(qū)的傳熱邊界條件。根據(jù)能量守恒原理，在柴油機(jī)缸套及缸蓋處傳熱界面處，傳熱固體結(jié)構(gòu)件傳出的能量與冷卻液吸收的能量相等，因此，冷卻水套的熱傳導(dǎo)Fourier方程與冷卻液的對(duì)流傳熱控制方程應(yīng)滿足如下守恒關(guān)系：

(1)

式中：Kcond為固體的導(dǎo)熱系數(shù)；qconv為熱流量；Tw為固體壁面溫度；Tf為傳熱流體溫度；hconv為耦合界面對(duì)流傳熱系數(shù)。

發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液密度為985.6 kg/m3。冷卻水套的入口溫度為358 K，流量為4.1 kg/s，冷卻水套采用壓力出口作為計(jì)算邊界條件，梯度量為0。應(yīng)用κ-ε湍流模型，耦合界面區(qū)域采用壁面函數(shù)法進(jìn)行處理，借助AVL-Fire計(jì)算平臺(tái)選用改進(jìn)的Simple算法進(jìn)行求解，獲得冷卻水腔傳熱系數(shù)(見(jiàn)圖1)。

圖1 冷卻水腔傳熱系數(shù)

2 燃燒室結(jié)構(gòu)件溫度場(chǎng)計(jì)算

2.1 燃燒室傳熱邊界條件確定

利用發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)，應(yīng)用GT-Power仿真軟件建立待研發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真分析模型，通過(guò)計(jì)算獲得燃燒室內(nèi)高溫燃?xì)獾乃矔r(shí)溫度和瞬時(shí)傳熱系數(shù)(見(jiàn)圖2)。對(duì)于內(nèi)燃機(jī)的每個(gè)工作循環(huán)，燃燒室內(nèi)高溫燃?xì)馀c結(jié)構(gòu)壁面的熱交換量是恒定的，因此可通過(guò)式(2)和式(3)計(jì)算獲得發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中燃燒室內(nèi)高溫燃?xì)獾募訖?quán)平均溫度Tgm和等效傳熱系數(shù)hgm：

(2)

(3)

式中：θ為曲軸轉(zhuǎn)角；hg為燃燒室內(nèi)燃?xì)馑矔r(shí)傳熱系數(shù)；Tg為燃燒室內(nèi)燃?xì)馑矔r(shí)溫度。

圖2 燃燒室燃?xì)鉁囟群蛡鳠嵯禂?shù)

活塞和缸套組合結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，邊界條件賦值繁瑣，因此可根據(jù)以往分析經(jīng)驗(yàn)及參考相關(guān)機(jī)型確定邊界條件[6-8]?；钊蜌飧滋走吔鐓^(qū)域具體劃分見(jiàn)圖3，燃燒室結(jié)構(gòu)件各部分傳熱邊界條件見(jiàn)表1。

圖3 活塞、缸套熱邊界分區(qū)

區(qū)段傳熱系數(shù)/W·(m2·K)-1溫度/K1300373223003633300368430036856500793690057373003988300366

2.2 氣缸蓋、氣缸套耦合溫度場(chǎng)

內(nèi)燃機(jī)工作過(guò)程中，活塞沿缸套軸線方向作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，活塞頂部與高溫燃?xì)饨佑|，氣缸套外壁與冷卻液接觸，因此將流-固耦合計(jì)算獲得的傳熱邊界條件分別投射至結(jié)構(gòu)傳熱表面，進(jìn)行溫度場(chǎng)分析?；钊h(huán)岸及裙部通過(guò)潤(rùn)滑油膜與缸套接觸，傳熱邊界條件很難準(zhǔn)確獲得，因此,采用將氣缸套與活塞組件作為整體進(jìn)行耦合傳熱分析的方法，分析計(jì)算氣缸套及活塞結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)，以此保證較高的溫度場(chǎng)求解精度。氣缸蓋和氣缸套的溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果分別見(jiàn)圖4和圖5。

圖4 氣缸蓋溫度場(chǎng)

圖5 活塞-缸套耦合溫度場(chǎng)

由圖4氣缸蓋溫度場(chǎng)可以看出，氣缸蓋火力面溫度場(chǎng)呈現(xiàn)高度不均勻性，在排氣側(cè)火力面溫度高于進(jìn)氣側(cè)，最高溫度為470 ℃，位于排氣門(mén)之間的鼻梁區(qū)。由圖5示出的缸套-活塞耦合溫度場(chǎng)看出，氣缸套上部靠近燃燒室空間區(qū)域溫度較高，最高溫度為260 ℃，位于缸套上緣處，中下部由于受高溫燃?xì)庥绊戄^小，且受冷卻液的傳熱作用的影響溫度有所下降?；钊诤砜谔幊霈F(xiàn)最高溫度，為322 ℃，活塞火力岸區(qū)整體溫度較高，受振蕩冷卻油腔的影響，第一環(huán)岸處溫度為200 ℃。

3 活塞動(dòng)態(tài)激勵(lì)力

3.1 活塞側(cè)向力的計(jì)算

發(fā)動(dòng)機(jī)工作中，活塞在缸內(nèi)氣體力和自身的慣性力作用下產(chǎn)生對(duì)氣缸套周期性的交變的側(cè)向力，氣缸套在活塞側(cè)向力的作用下產(chǎn)生工作變形。利用氣缸套的工作變形可較為準(zhǔn)確地評(píng)估活塞與氣缸套間的結(jié)合關(guān)系。在Excite中，通過(guò)建立的柔性多體動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算活塞運(yùn)動(dòng)過(guò)程中對(duì)氣缸套產(chǎn)生作用力(見(jiàn)圖6)。發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)縮聚模型見(jiàn)圖7，其中活塞主推力側(cè)和副推力側(cè)分別設(shè)有17個(gè)縮聚主自由度節(jié)點(diǎn)。

圖6 整機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)縮聚模型

根據(jù)已建立的整機(jī)柔性體多體動(dòng)力模型，計(jì)算獲得相應(yīng)工況轉(zhuǎn)速下活塞對(duì)缸套的側(cè)向力(見(jiàn)圖8)。由于在計(jì)算中考慮了機(jī)體結(jié)構(gòu)部件間的柔性耦合關(guān)系，以及曲柄連桿機(jī)構(gòu)的彈性和阻尼因素的影響，因此，活塞側(cè)向力存在數(shù)值波動(dòng)，計(jì)算結(jié)果較好地反映了活塞運(yùn)動(dòng)對(duì)缸套作用力的時(shí)變特性。

圖8 活塞側(cè)向力

3.2 活塞側(cè)向載荷的施加

活塞沿活塞軸向作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的同時(shí)，在垂直曲軸方向作橫向運(yùn)動(dòng)和繞活塞銷(xiāo)軸的擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)。由活塞側(cè)向力曲線可知，活塞側(cè)向力在活塞運(yùn)動(dòng)上止點(diǎn)附近處數(shù)值較大，當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角為21°時(shí)，活塞對(duì)氣缸套的作用力達(dá)到最大，數(shù)值為22 042 N。側(cè)向力載荷需要通過(guò)各縮聚主節(jié)點(diǎn)進(jìn)行等效轉(zhuǎn)化?；钊麄?cè)向力在氣缸套截面內(nèi)作用角度范圍為0°～120°，并按余弦方式遞減分布分別施加在氣缸套主推力側(cè)和副推力側(cè)。式(4)為活塞側(cè)向力分布載荷計(jì)算公式，圖9示出了活塞側(cè)推力載荷施加范圍。

(4)

式中：F為氣缸套內(nèi)表面主推力側(cè)和副推力側(cè)主節(jié)點(diǎn)作用力：q為沿缸套內(nèi)表面分布的載荷。

圖9 活塞側(cè)向力載荷作用范圍

4 有限元模型及邊界條件

4.1 有限元分析模型

待研機(jī)型為V型多缸柴油機(jī)，因此，選取發(fā)動(dòng)機(jī)中部氣缸建立有限元分析模型，以提高氣缸套結(jié)構(gòu)變形計(jì)算的準(zhǔn)確性。在結(jié)構(gòu)分析模型中，相對(duì)較為規(guī)則的構(gòu)件如機(jī)體、氣缸套、氣缸墊采用六面體單元進(jìn)行結(jié)構(gòu)離散化處理，對(duì)于結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜的氣缸蓋，采用四面體二階單元進(jìn)行結(jié)構(gòu)離散化處理，采用梁?jiǎn)卧M缸蓋螺栓，所建立的組合結(jié)構(gòu)有限元模型共包含203 935個(gè)單元，300 555自由度，具體分析模型見(jiàn)圖10。

圖10 有限元分析模型

4.2 計(jì)算邊界條件

發(fā)動(dòng)機(jī)計(jì)算工況為最高燃?xì)馊紵龎毫?8 MPa，施加在氣缸蓋火力面上，氣門(mén)座圈處施加氣門(mén)落座載荷，缸蓋預(yù)緊螺栓施加預(yù)緊載荷84 567 N，將缸蓋溫度場(chǎng)結(jié)果耦合作用于組合結(jié)構(gòu)計(jì)算模型中。應(yīng)用罰函數(shù)法對(duì)缸蓋、氣缸墊、氣缸套、機(jī)體間的接觸關(guān)系進(jìn)行求解分析。

5 氣缸套結(jié)構(gòu)變形計(jì)算結(jié)果

氣缸套工作變形將直接影響活塞與缸套之間的配合關(guān)系，導(dǎo)致活塞環(huán)的過(guò)度磨損，出現(xiàn)漏油、漏氣甚至拉缸等故障。因此，在熱-機(jī)耦合工況下，分析氣缸套在活塞動(dòng)態(tài)側(cè)推力下的結(jié)構(gòu)變形具有重要意義。

5.1 氣缸套動(dòng)態(tài)變形

發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中，活塞在運(yùn)動(dòng)上止點(diǎn)和下止點(diǎn)間往復(fù)運(yùn)動(dòng)，對(duì)氣缸套產(chǎn)生側(cè)向作用力的主節(jié)點(diǎn)范圍為縮聚主自由度節(jié)點(diǎn)5到主自由度節(jié)點(diǎn)15之間。氣缸套在活塞側(cè)向載荷作用下產(chǎn)生結(jié)構(gòu)變形，在氣缸套主推力側(cè)均布選取7個(gè)節(jié)點(diǎn)觀察其動(dòng)態(tài)變形(見(jiàn)圖11)。由圖中變形曲線可知，活塞在運(yùn)動(dòng)上止點(diǎn)和下止點(diǎn)處氣缸套主節(jié)點(diǎn)變形量出現(xiàn)最大值。其中在做功行程中，活塞在上止點(diǎn)附近，缸套主節(jié)點(diǎn)7變形最大，最大變形量為109.3 μm。

圖11 氣缸套主推力側(cè)主節(jié)點(diǎn)變形

5.2 氣缸套縱向變形

氣缸套在熱-機(jī)耦合狀態(tài)下和活塞側(cè)推力作用下所產(chǎn)生的徑向變形，是影響缸套內(nèi)孔壁面與活塞環(huán)所構(gòu)成的摩擦副之間配合關(guān)系的重要影響因素。因此，為了能夠有效評(píng)價(jià)氣缸套內(nèi)孔壁面在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程的變形特征，分別選取位于氣缸套進(jìn)氣側(cè)270°和排氣側(cè)90°位置處的缸套內(nèi)側(cè)縱向線，同時(shí)選取0°和180°位置處的縱向線作為考察氣缸套在活塞側(cè)向載荷作用下的變形特征?？v向線選取位置見(jiàn)圖12。

圖12 氣缸套縱向線

圖13示出了氣缸套在活塞側(cè)向載荷作用下的縱向線變形曲線。由氣缸套縱向線變形趨勢(shì)可看出，無(wú)論是否考慮活塞側(cè)向激勵(lì)載荷，位于氣缸套上的4條縱向線的變形并不均勻，氣缸套上端缸口以及與發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體接觸的凸肩處變形明顯，氣缸套4條縱向線在缸口邊緣收縮，變形較大。氣缸套中部及下端4條縱向線的變形曲線在考慮活塞側(cè)向激勵(lì)載荷前后有所不同，在不考慮活塞側(cè)向激勵(lì)載荷時(shí)曲線變形較為平緩，波動(dòng)幅值較小，在0°～180°方向上，活塞凸肩處最大收縮變形量為56.0 μm，底端出現(xiàn)微量擴(kuò)張，最大變形量為17.6 μm。在90°～270°方向上，氣缸套凸肩處的最大收縮變形量為41.7 μm，底端出現(xiàn)輕微的收縮變形，最大變形量為18.4 μm。施加活塞側(cè)向激勵(lì)載荷后，氣缸套上端缸口處變形量變化較小，氣缸套中部及下端變形均有所變化，其中活塞運(yùn)動(dòng)上止點(diǎn)位置處缸套變形明顯，在0°～180°方向上，缸套上端凸肩處收縮變形量略有增大，最大變形量為56.5 μm，中下部變形曲線較為平緩，整體出現(xiàn)徑向收縮，底端出現(xiàn)微量擴(kuò)張。在90°～270°方向上，氣缸套在進(jìn)氣側(cè)膨脹較小，最大變形量為15.3 μm，排氣側(cè)由于受活塞側(cè)向力的作用變形量較大，最大變形量為109.3 μm。

圖13 氣缸套縱向線變形

5.3 氣缸套徑向變形

氣缸套在工作過(guò)程中，在圓周方向上其內(nèi)孔壁將產(chǎn)生非軸對(duì)稱(chēng)徑向變形，進(jìn)而引起內(nèi)燃機(jī)配缸間隙的改變，徑向變形過(guò)大往往引起漏油、漏氣等問(wèn)題，降低內(nèi)燃機(jī)工作可靠性。為了清晰地表述氣缸套內(nèi)孔表面的變形特征，在活塞運(yùn)動(dòng)方向上，以缸套頂端為起始點(diǎn)，根據(jù)活塞運(yùn)動(dòng)位置，選取6個(gè)截面作為分析考證依據(jù)，以此來(lái)說(shuō)明氣缸套在工作過(guò)程中其內(nèi)孔截面在圓周方向上產(chǎn)生的徑向變形。具體截面選取見(jiàn)圖14。

圖14 氣缸套內(nèi)孔截面位置

圖15示出了缸套不同高度截面變形曲線。由圖中可看出，由于活塞側(cè)向載荷的作用，氣缸套在排氣側(cè)變形量較大。氣缸套缸口處截面1的變形曲線在缸蓋螺栓作用區(qū)域向內(nèi)凹陷，最大變形量為36.8 μm。位于氣缸套支撐凸肩處的截面2變形曲線出現(xiàn)收縮變形，最大變形量為56.1 μm。截面3變形曲線呈現(xiàn)長(zhǎng)橢圓型，其中橢圓的長(zhǎng)軸位于氣缸套主推力側(cè)和副推力側(cè)方向上，主推力側(cè)變形較大，最大變形量為93.6 μm。截面4變形曲線與截面3較為相似，在主推力側(cè)的最大變形量有所減少，為70.5 μm。氣缸套截面5變形曲線失圓傾向較小，截面變形量相對(duì)較小，最大變形量為9.3 μm，截面6變形曲線變形量有所增大，最大變形量為33.6 μm。

由分析可知，由于受缸蓋螺栓預(yù)緊載荷作用的影響，氣缸套上端缸口處截面徑向變形狀態(tài)大致呈中心對(duì)稱(chēng)的“花瓣”狀。缸套凸肩處受機(jī)體結(jié)構(gòu)約束和缸蓋螺栓預(yù)緊載荷的影響，截面變形呈現(xiàn)向內(nèi)凹陷變形。缸套截面3和截面4位置受活塞側(cè)向載荷作用，在主推力側(cè)缸套具有較大的徑向變形量，截面變形均為長(zhǎng)軸位于90°～270°方向上的橢圓形。缸套截面5受機(jī)體下支撐結(jié)構(gòu)的影響，截面變形不明顯。位于氣缸套下緣的截面6由于不受結(jié)構(gòu)因素的約束影響，截面變形量有所增加。

圖15 氣缸套內(nèi)孔截面變形

6 結(jié)論

a) 應(yīng)用流-固耦合計(jì)算方法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行分析，獲得氣缸套傳熱邊界條件，并采用柔性多體動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算出缸套的移動(dòng)側(cè)向激勵(lì)，為氣缸套的結(jié)構(gòu)變形分析提供較為準(zhǔn)確的計(jì)算邊界條件;

b) 氣缸套受溫度載荷的影響，其結(jié)構(gòu)變形在排氣側(cè)變形量大，加之活塞組件的耦合作用，缸套中部活塞上止點(diǎn)處達(dá)到變形最大值;

c) 氣缸套缸口截面受溫度載荷和螺栓預(yù)緊載荷的作用，截面出現(xiàn)收縮變形,氣缸套中下部截面受活塞側(cè)向力作用影響較大，主推力側(cè)變形量在活塞上止點(diǎn)處達(dá)到最大值。

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[編輯： 姜曉博]

Analysis of Cylinder Liner Deformation Characteristics under Piston Assembly Coupling Interaction

DONG Hongquan1， FENG Huihua2

(1. School of Mechanical Engineering， Taiyuan University of Science and Technology， Taiyuan 030024， China； 2. School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

In order to investigate the deformation characteristics of cylinder liner for a V-type highly intensified diesel engine, the finite element analysis model of cylinder liner deformation characteristics analysis was built through considering the piston assembly coupling interaction. The structure deformation was solved by using the nonlinear finite element method, the amount of structure deformation was obtained and the importance of considering the coupling effect of piston assembly were also in detail described. The deformation characteristics of longitudinal and different height sections for cylinder liner were further analyzed. The results show that the cylinder head bolt preload and the piston lateral force have great influence on the section deformation of cylinder liner brim and piston top dead point. The middle and lower section deformation of cylinder liner is relatively less, mainly showing an elliptical shape.

coupling interaction; piston; cylinder liner; deformation

2016-10-18；

2017-01-12

博士科研啟動(dòng)項(xiàng)目(校20172001)；高等學(xué)校學(xué)科創(chuàng)新引智計(jì)劃資助(B12022)

董洪全(1979—)，男，博士，主要研究方向?yàn)閯?dòng)力總成振動(dòng)與噪聲控制；hongquandong@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.02.006

TK422

B

1001-2222(2017)02-0035-06