龐圣桐，曾東建，汪建忠，呂高全

1 引言

隨著汽油機性能不斷被強化。高增壓、高轉(zhuǎn)速，使汽油機的機械負(fù)荷和熱負(fù)荷[1]不斷增大?；钊鳛殛P(guān)鍵零部件，其可靠性能直接影響汽油機的使用。國內(nèi)外對活塞進行過大量研究。文獻[2]中研究人員利用硬度塞法對某二沖程汽油機進行了活塞溫度場測量，同時利用有限元軟件仿真計算了該汽油機的活塞溫度場，并將試驗和仿真結(jié)果進行了對比分析，驗證了試驗與仿真結(jié)果的一致性。文獻[3]中研究人員運用CFD結(jié)合FEM分析了發(fā)動機在高功率運行時活塞的熱流分布和熱流密度。文獻[4]中研究人員對活塞的傳熱和熱強度進行研究，得出了活塞頂部厚度對活塞溫度場和熱應(yīng)力的影響規(guī)律。文獻[5]中研究人員應(yīng)用了耦合仿真方法，解決了活塞頂部熱負(fù)荷高的問題。但這些研究中未涉及側(cè)壓力、摩擦力等接觸力對活塞的影響。因此本課題中應(yīng)用非線性有限元方法，考慮接觸力等影響因素，對活塞進行熱力耦合分析。

2 提出問題及問題解決技術(shù)路線

2.1 提出問題

為滿足國家對機動車提出節(jié)能減排的要求，提高小排量發(fā)動機的動力性，將小排量汽油機的進氣方式由自然吸氣改為增壓，發(fā)動機增壓后熱負(fù)荷和機械負(fù)荷的大幅增加對活塞等發(fā)動機關(guān)鍵零部件的可靠性帶來了致命的影響。一排量為1.5L的汽油機增壓后，原機活塞在進行可靠性試驗中發(fā)現(xiàn)活塞銷孔周圍出現(xiàn)裂紋，表明活塞強度不滿足增壓汽油機的使用，如圖1所示。

圖1 活塞裂紋Fig.1 The Failure of Piston

2.2 問題解決措施

為保證活塞在增壓汽油機內(nèi)正常工作，本研究基于傳熱學(xué)理論和非線性有限元分析方法并結(jié)合溫度試驗，在額定工況下對活塞進行了仿真分析，以計算結(jié)果作為依據(jù)，對活塞結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，解決了所研究的發(fā)動機增壓后，活塞強度不滿足發(fā)動機使用要求的問題，采取的技術(shù)路線，如圖2所示。

圖2 技術(shù)路線Fig.2 Technical Route

3 模型建立及網(wǎng)格劃分

活塞在高溫、高壓下受力情況非常復(fù)雜，為避免單獨考慮側(cè)壓力、摩擦力等接觸力的影響，因此建立系統(tǒng)模型（以下簡稱“系統(tǒng)”）包括活塞在工作過程中直接或間接接觸的零件，即：活塞、活塞銷、連桿和缸套。因此零部件之間的相互作用力可作為系統(tǒng)內(nèi)力，同時可簡化仿真，提高計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

采用四面體進行網(wǎng)格劃分。對零件之間的接觸表面以及可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的區(qū)域，如活塞銷孔與活塞銷和缸套與活塞裙部之間的接觸表面進行局部網(wǎng)格加密，以提高計算的準(zhǔn)確性，劃分后網(wǎng)格單元總數(shù)為，如圖3所示。

圖3 模型網(wǎng)格劃分Fig.3 Meshing of Model

4 機械載荷的確定

進行仿真計算時，施加于系統(tǒng)的機械載荷包括氣體壓力和往復(fù)慣性力兩部分。增壓后汽油機在額定工況下的示功圖，如圖4所示。由圖可看出，活塞頂部受到的最大爆發(fā)壓力約為7.7MPa。

圖4 示功圖Fig.4 Indicator Diagram

在最大爆發(fā)壓力時刻，活塞偏過上止點，對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角約為384°CA，此時活塞向下做加速運動?；钊募铀俣裙綖椋?/p>

式中：a—加速度（m/s2）；

α—曲柄與氣缸中心線之間的夾角（°）；

r—曲柄長度（m）；

ω—曲軸的轉(zhuǎn)角速度（rad/s）。

將相應(yīng)參數(shù)帶入上式，計算出在額定工況的最大爆發(fā)壓力時刻，活塞的加速度為15098m/s2，加速度的方向沿汽缸中心線方向向下。

5 熱邊界條件的確定

發(fā)動機工作時，活塞的受熱來自燃料燃燒產(chǎn)生的熱量，因此熱邊界條件采用第三類邊界條件進行設(shè)置，即設(shè)定環(huán)境溫度和換熱系數(shù)。活塞頂部的燃?xì)鉁囟群芨咔野l(fā)動機額定轉(zhuǎn)速較大，計算中可視活塞表面溫度恒定且無變化，為簡化計算。

采用Woschni[6]公式計算活塞頂部的瞬時換熱系數(shù)：

式中：D—活塞直徑（m）；Pg—燃?xì)鈮毫Γ∕Pa）；Vm—活塞運動的平均速度（m/s）；Tg—燃?xì)鉁囟龋ā鉉）。

根據(jù)示功圖，將曲軸處于不同轉(zhuǎn)角時對應(yīng)的燃?xì)鈮毫蜏囟葞胧剑?）計算出瞬時換熱系數(shù)，再對其進行積分算出活塞頂部的平均換熱系數(shù)：

式中：φ—曲柄轉(zhuǎn)角（°CA）。

活塞側(cè)面的火力岸和環(huán)岸面與活塞環(huán)、油膜、氣缸壁、冷卻水等構(gòu)成多層結(jié)構(gòu)，可視為多層平壁傳熱系統(tǒng)。其換熱系數(shù)公式：

式中：α—活塞與缸套之間的間隙（m）；b—汽缸套壁厚（m）；c—活塞環(huán)與環(huán)槽之間的間隙（m）；λ1、λ2、λ3—冷卻機油、汽缸壁和冷卻水的導(dǎo)熱系數(shù)（w/（m2·k））；αω—汽缸壁和冷卻水之間的導(dǎo)熱系數(shù)（w/（m2·k））。

活塞內(nèi)腔采用噴油冷卻，換熱系數(shù)大，冷卻效果好，因此不能采用傳統(tǒng)的經(jīng)驗或半經(jīng)驗公式進行計算，活塞內(nèi)腔的換熱系數(shù)由頂部向下，逐步降低[7-8]。此分析中采用類比參照的方式確定活塞內(nèi)腔的換熱系數(shù)，同時結(jié)合活塞實測溫度對其修正?；钊臒徇吔鐥l件設(shè)置，如表1所示。

表1 活塞的熱邊界條件Tab.1 Thermal Boundary Conditions of Piston

6 活塞溫度試驗及與仿真結(jié)果對比的相關(guān)性分析

導(dǎo)入熱邊界條件后，計算得到了活塞的溫度場，如圖5所示。為驗證仿真計算結(jié)果的準(zhǔn)確性，基于活塞金屬材料硬度隨回火溫度升高而降低的原理，利用電熱恒溫箱和布氏硬度儀，對活塞進行了溫度測試試驗，選取的特征測點，如圖6所示。

圖5 活塞的溫度場分布Fig.5 The Piston Temperature Field Distribution

圖6 活塞特征測點Fig.6 The Distribution of Piston Feature Points

活塞特征點溫度實測值與仿真計算值，如表2所示。運用這兩組數(shù)據(jù)計算皮爾森相關(guān)系數(shù)為0.952，表明實測值與仿真計算值接近，認(rèn)為仿真結(jié)果可行。

7 約束及接觸的設(shè)置

為限制系統(tǒng)在空間中的位移和轉(zhuǎn)動，保證求解，將缸套的外表面和連桿小頭的截面設(shè)置為全約束。在高溫高壓的環(huán)境下，活塞表面與其它零件表面之間接觸產(chǎn)生應(yīng)力，屬于接觸非線性問題。加載前已經(jīng)接觸的邊界和加載后可能接觸的邊界均視為接觸邊界，并將邊界上的接觸點成對配置[9]。

表2 活塞特征點溫度實測值與仿真計算值Tab.2 The Temperature Measured Values and Simulative Value of Piston Feature Points

模型中活塞與其他零部件之間存在摩擦接觸，摩擦因數(shù)與接觸面之間的潤滑情況、溫度、濕度等有關(guān)。在發(fā)動機工作狀態(tài)下，活塞銷與活塞、連桿之間有機油潤滑并存在一定的相對轉(zhuǎn)動，將活塞銷孔與活塞銷和連桿小頭孔內(nèi)表面與活塞銷圓柱表面之間的摩擦系數(shù)設(shè)為0.12。由于曲軸箱內(nèi)安裝噴油管使其對活塞進行冷卻的同時也會促使活塞裙部與缸套之間形成油膜從而達(dá)到良好潤滑，摩擦系數(shù)較小，故活塞裙部表面與缸套內(nèi)表面之間的摩擦系數(shù)取0.08[10]。涉及摩擦接觸類的非線性問題采用罰函數(shù)法計算更便于迭代結(jié)果收斂，計算中合理地設(shè)置接觸剛度和球型域，以盡可能減小模型之間的穿透，克服偽接觸，提高計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

8 活塞的熱力耦合分析

活塞在熱載荷和機械載荷雙重作用下的應(yīng)力分布、變形量分布情況，如圖7、圖8所示。

圖7 應(yīng)力分布Fig.7 Stress Distribution

圖8 變形量分布Fig.8 Deformation Distribution

在發(fā)動機增壓強化的條件下，進行溫度載荷和機械載荷的耦合分析發(fā)現(xiàn)：原發(fā)動機活塞環(huán)槽的8個泄油孔、活塞銷孔周圍出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力值為324.23MPa，遠(yuǎn)高于活塞材料的許用應(yīng)力。活塞裙部最大變形量為0.19mm，超過配缸間隙設(shè)計值0.12mm，因此原發(fā)動機活塞不能滿足增壓發(fā)動機的使用要求。

9 活塞結(jié)構(gòu)的改進

為提高活塞性能，滿足增壓發(fā)動機動力性要求，對活塞結(jié)構(gòu)改進的措施如下：（1）為改善活塞泄油孔位置的應(yīng)力集中現(xiàn)象，現(xiàn)將泄油孔改為泄油槽，活塞裙部為長軸方向的主要承壓面，因此泄油槽的位置設(shè)置在橢圓裙部的短軸方向兩端，對稱分居于活塞銷孔兩側(cè)，設(shè)置成寬度為3.0mm的圓弧槽。（2）為改善活塞銷孔的應(yīng)力集中現(xiàn)象，同時避免活塞銷孔及周圍部分因材料較薄導(dǎo)致結(jié)構(gòu)破壞等現(xiàn)象，因此適當(dāng)增加活塞銷孔處材料，將活塞銷孔周圍材料厚度由4.0mm增至為5.5mm。（3）活塞頂部與內(nèi)腔間厚度由5.20mm改為10.37mm，以提高頂部的承壓能力，增大熱量向下流通截面，同時不改變?nèi)紵医Y(jié)構(gòu)。（4）為降低第一環(huán)槽溫度，減小活塞向下的熱流量，將火力岸高度由5.60mm增加為5.87mm。（5）為防止拉缸現(xiàn)象的發(fā)生，需適當(dāng)增加活塞裙部與汽缸壁面之間的間隙，將橢圓活塞裙部的長徑由72.0mm減小為71.9mm?；钊Y(jié)構(gòu)改進前后，如圖9、圖10所示。

圖9 活塞結(jié)構(gòu)改進前Fig.9 Before Piston Structure Improvement

圖10 活塞結(jié)構(gòu)改進后Fig.10 After Piston Structure Improvement

再次對結(jié)構(gòu)改進后的活塞進行仿真，計算出活塞的溫度、應(yīng)力、變形量的大小及分布情況，如圖11～圖13所示。

圖11 活塞的溫度場Fig.11 The Piston Temperature Field

圖12 應(yīng)力分布Fig.12 Stress Distribution

圖13 變形量分布Fig.13 Deformation Distribution

結(jié)構(gòu)改進后，活塞的最大應(yīng)力值為194.60MPa，比改進前降低了129.63MPa，同時有效改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象，提高了活塞的可靠性。

活塞結(jié)構(gòu)改進前后，其不同部位的最大應(yīng)力值、最大變形量、最高溫度，如表3所示。

表3 結(jié)構(gòu)改進前后活塞不同部位的計算值Tab.3 The Piston Different Parts Before and After Structure Improvement of Calculating Values

10 結(jié)論

通過發(fā)動機可靠性試驗，原發(fā)動機活塞安裝在增壓發(fā)動機內(nèi)運行后，出現(xiàn)裂紋，說明原發(fā)動機活塞不能滿足增壓發(fā)動機的性能要求。

通過活塞溫度試驗，計算了特征點溫度實測值與仿真計算值的皮爾森相關(guān)系數(shù)，表明了兩組數(shù)據(jù)具有高度的相關(guān)性，驗證了仿真計算出的活塞溫度場具有可靠性。

通過采用傳熱學(xué)理論和非線性有限元分析方法對活塞進行仿真分析，得到活塞在熱載荷和機械載荷作用下的應(yīng)力超過材料的許用值，證實了原機活塞出現(xiàn)的“失效”現(xiàn)象。

通過對活塞結(jié)構(gòu)優(yōu)化，明顯改善了活塞的受熱情況和機械強度，仿真結(jié)果表明：結(jié)構(gòu)改進后的活塞滿足增壓后發(fā)動機的使用要求。