何畏，夏飛楊，陳洋，黃帥

(1.西南石油大學，四川 成都 610500；2.吉利四川商用車有限公司，四川 南充 637000)

發(fā)動機不斷地向著高速化、大功率的方向發(fā)展，加之國家對汽車發(fā)動機排放特性要求的提高，這要求汽車發(fā)動機燃料更加綠色環(huán)保，排氣污染更小，使用成本更低。汽車發(fā)動機中核心能量轉換裝置是曲柄連桿機構，曲柄連桿機構中，活塞銷是燃料燃燒化學能轉換成曲軸驅動扭矩的關鍵零部件，在缸內壓力和往復慣性力的綜合作用下，活塞銷承受著周期性沖擊載荷[1]?；钊N的機械負荷特別大，容易發(fā)生斷裂[2-3]。由于結構尺寸的限制，活塞銷的工作承載面較小，表面比壓高且分布不均勻，加上表面潤滑不理想[4]，從而會破壞活塞銷與連桿襯套、活塞銷座之間的正常間隙，造成應力集中，因此提高活塞銷壽命和工作可靠性是急需解決的問題。

為了提高發(fā)動機壽命，部分學者對活塞銷進行了研究。趙培秀[5]對活塞銷進行了失效分析，研究了活塞銷內孔直徑、油孔直徑以及圓角等結構的應力分布情況，通過優(yōu)化以上結構有效提高了活塞銷的強度。鄭永強[6]等通過對活塞銷的失效分析，研究了材料及熱處理工藝對疲勞壽命的影響，發(fā)現(xiàn)材料的淬透性和熱處理工藝將直接影響活塞銷的性能。以上研究都是基于傳統(tǒng)活塞組進行的，本研究針對一種全新的活塞組結構，采用有限元法與正交試驗相結合的方法，對活塞銷的結構與材料進行優(yōu)化，以提高活塞銷的使用壽命。

1 分析模型的建立

為了進一步提高發(fā)動機使用壽命，設計了一種全新的活塞組模型——弧面襯套式活塞[7](見圖1)。該活塞組與傳統(tǒng)活塞組不同點在于對活塞銷座的結構進行了改進，在活塞銷座內裝配一個開口彈性弧面襯套。將與弧面襯套裝配接觸的活塞銷座內孔設計成與之相配合的圓弧面，襯套內孔與活塞銷裝配，得到一種弧面襯套式活塞，以期能夠降低活塞銷座內孔邊緣上側的應力，延長活塞的使用壽命。

圖1 弧面襯套式活塞銷結構示意

在弧面襯套活塞中，在活塞銷座部分的活塞銷表面承受的壓力近似于三角形分布，活塞銷與連桿壓力近似于均勻分布。由于將活塞銷座設計成了襯套-銷座的形式，其結構的改變會影響其剛度。而活塞銷和銷座接觸面上的載荷分布與活塞銷和銷座的剛度有關，而結構尺寸與剛度又有直接聯(lián)系[8]。因此本研究以弧面襯套活塞組為研究對象，運用有限元方法與正交試驗相結合的方法，在保證弧面襯套活塞銷座強度的前提下優(yōu)化活塞銷的結構，使應力分布均勻，減小應力集中，提高活塞銷壽命，進而提高發(fā)動機壽命。

1.1 活塞受力模型

圖2 活塞連桿受力示意

活塞銷座表面的應力分布主要由銷孔與活塞銷之間的變形決定，如果兩者之間的變形不能相互適應，就會引起銷座內側邊緣上側的應力集中。為了更好地分析銷的受力狀態(tài)，需要對活塞的受力情況進行分析。

一般情況下為了達到輸出扭矩的目的，必須將活塞的往復運動轉化為曲軸的旋轉運動。為了方便分析活塞受力，建立曲柄連桿機構進行受力分析。雖然采用了新型活塞組，但其受力和工作方式與傳統(tǒng)活塞的受力情況基本相同，其受力示意見圖2[9]?；钊诠ぷ鲿r主要承受活塞頂部的燃燒爆發(fā)作用力、活塞的往復慣性力、活塞銷座的支反力。

1) 活塞頂部的燃燒爆發(fā)作用力

對于作用在活塞頂部的燃燒爆發(fā)作用力Pg，其值是活塞上下面的氣體壓力差與所對應的活塞頂面面積的乘積，其表達式如下：

(1)

式中：Pg為活塞頂部的燃燒爆發(fā)作用力；P為氣缸內的燃燒壓力；P′為曲軸箱內的氣體壓力；D為活塞直徑。

2) 活塞的往復慣性力

活塞的往復慣性力Pj為

Pj=-mjRω2(cosα+λcos2α)。

(2)

式中：Pj為往復慣性力；mj為往復運動質量；R為曲柄半徑；ω為曲柄轉動角速度；α為曲柄轉角；λ為連桿比。

3) 活塞銷座的支反力

為了便于分析銷座受力，將作用在活塞銷座處的支反力合力近似地看成是活塞頂部燃燒爆發(fā)作用力與活塞組件慣性力的合力，作用在活塞銷座處，表達式如下：

Q=Pg-Pj。

(3)

式中：Q為活塞銷座支反力合力；Pg為活塞頂部的燃燒爆發(fā)作用力；Pj為往復慣性力。

由于活塞與氣缸套之間的摩擦力很難確定，所以在分析中不考慮摩擦力。大多數(shù)的學者在研究活塞應力狀態(tài)和變形量時，一般按照某種假設將力離散化，以某種函數(shù)分布將載荷施加在活塞銷座，或者直接將位移約束施加在活塞銷座處[10-14]。這樣的處理方式雖然給計算帶來了方便，但會對活塞應力狀態(tài)有較大的影響，使得活塞銷座處的受力狀態(tài)與實際狀態(tài)有較大的差異。故本研究中將燃燒壓力對活塞表面的作用力近似地看作均勻分布?；钊敳?、火力岸和第一環(huán)岸受到最高燃燒壓力作用，75%的燃燒壓力加載在第一道環(huán)槽內緣面和下緣面，25%的燃燒壓力加載在第一環(huán)岸和第二道環(huán)槽上下緣面，20%的燃燒壓力加載在第二道環(huán)槽內緣面，第二道環(huán)槽以下的燃燒壓力較小，故在本研究中忽略不計(見圖3)[10]。

圖3 燃燒壓力分布示意

1.2 活塞銷模型的建立

利用SolidWorks建立活塞組三維模型，對模型進行適當簡化，以利于提高計算機計算效率，減小工作量，縮短時間成本。以NQ140BN5發(fā)動機為研究對象，以該型發(fā)動機零件尺寸建立模型，在保證分析精度的前提下，將活塞的倒圓角直接簡化為無圓角。雖然活塞的實際形狀是橢圓柱形，但一般將活塞認為是圓柱形，具有軸對稱性。將活塞銷模型導入CAD軟件獲得其二維圖(見圖4)。

在保持弧面襯套、活塞銷座和連桿結構不變的前提下，基于新型活塞組——弧面襯套式活塞對活塞銷進行優(yōu)化。為了減小改變銷結構對其他結構造成的影響，本次結構優(yōu)化僅改變臺階孔圓柱內徑d以及兩端圓柱長度l，保持外徑D，整體長度L，倒圓角R，圓孔內徑b不變以確?；∶嬉r套活塞的強度。在對材料進行分析時，保證弧面襯套式活塞除活塞銷以外的其他結構材料不發(fā)生變化，主要研究活塞銷材料對活塞銷應力的影響。

圖4 活塞銷結構示意

2 活塞銷應力分析

2.1 活塞有限元模型

圖5 活塞組有限元模型

利用workbench建立有限元模型(見圖5)。以 NQ140BN5發(fā)動機為研究對象，該發(fā)動機最大扭矩轉速為1 200～1 600 r/min，標定轉速為2 800 r/min，缸徑為102 mm，活塞行程為115 mm，壓縮比為10.5∶1，活塞燃燒室形狀為直口碗型，活塞組的材料參數(shù)見表1。

表1 材料參數(shù)

活塞為對稱結構，因此建立1/4模型[15]。在保證計算精度的同時，為了提高計算效率，對弧面襯套采用六面體網格劃分，對活塞、活塞銷、連桿采用四面體網格劃分[8]。同時對接觸區(qū)域以及曲面特征進行細化。模型受力施加如圖3所示，在所建立模型的連桿底部進行固定約束，在活塞組的x-z面以及x-y面采用無摩擦約束。

在該新型活塞襯套組中，連桿襯套會增加兩個接觸對：連桿襯套與連桿，連桿襯套與活塞銷。太多的接觸對會使得有限元計算模型復雜化，增加分析時間，加大模型收斂的難度。因此，鑒于本研究重點在于活塞銷處的應力狀態(tài)，故將連桿襯套和連桿簡化為連桿。建立活塞銷與連桿、活塞銷與弧面襯套、弧面襯套與活塞銷座接觸關系，鑒于活塞結構的復雜性，在保證相對準確的幾何模型的基礎之上，對部分倒圓角予以簡化處理。

2.2 活塞銷機械載荷結果分析

2.2.1活塞銷Mises應力分析

以臺階孔圓柱內徑d以及兩端圓柱長度l為變量對活塞銷結構進行優(yōu)化。在改變臺階孔圓內徑d時，為了保持活塞組的結構特性，以d減小為主，同時應該保證d=(0.45～0.65)D[3]，因此d分別取值14.5，15.5，16.5，17.5 mm進行分析。在改變圓柱長度l時(主要根據(jù)襯套長度決定)，整體長度L不變，l分別取值0，8，12，24，37 mm進行分析。

由圖6可知，相同內徑、不同圓柱長度下的應力云圖各不相同。從云圖中可以看出在內徑d不變情況下隨著圓柱長度l減小活塞銷的應力變化趨勢，以及圓柱長度l不變，內徑d增加的情況下活塞銷的應力變化趨勢。從圖6可以看出，活塞銷應力集中區(qū)域主要出現(xiàn)在活塞銷與弧面襯套接觸區(qū)域邊緣，應力分布比較均勻。

圖6 活塞銷正交試驗部分應力云圖

分別建立圓柱內徑長度d為14.5，15.5，16.5，17.5 mm，兩端圓柱長度l為0，8，12，24，37 mm的有限元模型，并進行正交試驗，繪制折線圖以便于觀看變化趨勢(見圖7)。從圖7中可以看出，在圓柱長度l=24 mm時應力發(fā)生了突變。通過分析發(fā)現(xiàn)，在l=24 mm時臺階處剛好位于應力最大區(qū)域中，由于在應力較大部分面積發(fā)生了突然性改變，從而導致了如圖6b所示應力的突變，因此在對曲線分析時排除該影響。

圖7 機械載荷作用下活塞銷正交試驗應力結果

同時也發(fā)現(xiàn)在臺階長度l=24 mm，內徑d=17.5 mm的結果反而優(yōu)于內徑d=14.5 mm的結果，通過分析發(fā)現(xiàn)前一種情況其位于應力集中區(qū)域的突變面積比后者小，而且突變趨勢平緩，在對曲線分析時排除該影響。

在圖6e中可以發(fā)現(xiàn)，當l=0 mm時會出現(xiàn)應力最大值不在內表面的情況，但其應力依然是最小的。這種情況的出現(xiàn)主要由于活塞銷與連桿接觸邊緣應力集中，同時隨著活塞銷結構改進，內部Mises應力降低。研究時忽略未倒角造成的應力集中。

從圖7中還可以發(fā)現(xiàn)，同一圓柱長度l的情況下，隨著臺階圓柱內徑d的減小，活塞銷中心處Mises應力總體呈現(xiàn)減小趨勢。同一臺階圓柱內徑d的情況下，隨圓柱長度l的減小，活塞銷中心處Mises應力總體呈現(xiàn)減小趨勢。在內徑d不變時，隨圓柱長度l的減小，優(yōu)化效果明顯，最大可達到16%。圓柱長度l不變的情況下，隨圓柱內徑d減小，優(yōu)化效果明顯，最大可達16%。Mises應力優(yōu)化最佳結果可達17.5%。

在實際應用中必須要考慮減輕活塞的總成質量，而活塞銷又是比重最大的部件，應盡量減小其質量[16]。對于最優(yōu)結果d=14.5 mm，l=0 mm，活塞銷質量增加了6.3%，對其性能無明顯影響[16]。

2.2.2活塞銷-襯套接觸應力分析

由于活塞銷結構發(fā)生變化，活塞銷剛度因而發(fā)生變化，進而導致接觸應力發(fā)生變化，而接觸應力過大將會破壞潤滑油膜，導致活塞銷座表面拉傷、拉毛，使之不能正常工作。因此有必要對活塞銷-襯套的接觸應力進行分析，查看弧面襯套活塞中活塞銷尺寸變化對其接觸應力的影響，分析結果見圖8，部分活塞銷-襯套接觸應力云圖見圖9。

圖8 活塞銷-襯套接觸應力正交試驗結果

圖9 活塞銷-襯套接觸應力正交試驗部分應力云圖

從圖9可以看出，活塞銷-襯套的接觸應力較大區(qū)域位于活塞銷-襯套接觸面右上角，即活塞銷座邊緣區(qū)域，越靠近右上角其接觸應力越大。這是由于機械載荷作用在活塞傳遞到活塞銷過程中，接觸處發(fā)生彎曲變形，弧面襯套和活塞銷上端壓緊，下端松弛，從而導致活塞銷-襯套上端的機械接觸應力過大。上端的接觸對緊密接觸，而下端則趨向于分離。同時，接觸應力在接觸界面上端出現(xiàn)最大值，并沿著中間部分、下端依次減小，特別是在下端，接觸應力趨向于0[17]。從圖8中可以看出，在活塞銷尺寸l=0 mm,d=14.5 mm時其接觸應力達到最大，而其他尺寸范圍內接觸應力相對變化較小。由于l=0 mm,d=14.5 mm時其結構變化相對最大，造成剛度變化相對也最大，同時在該尺寸下弧面襯套的等效應力相比于弧面襯套式活塞銷結構變化前明顯變大，而襯套與活塞銷是直接接觸的，這會造成活塞銷與襯套之間出現(xiàn)上端壓緊，下端松弛現(xiàn)象，從而導致上側接觸應力過大，以至出現(xiàn)最大值。

2.3 活塞銷熱應力分析

活塞不僅受到機械載荷的作用，還會受到熱載荷的作用?；钊麥囟葓鍪欠窈侠硪彩腔钊O計的關鍵，當活塞頂及環(huán)槽的溫度超過允許溫度時，活塞的熱強度急劇下降，會造成熱應力與熱變形增加，甚至會出現(xiàn)活塞環(huán)卡死現(xiàn)象。因此必須對改進后的活塞組進行溫度場分析[18]?；∶嬉r套式活塞組材料溫度相關參數(shù)見表2[8]。

表2 活塞組材料參數(shù)

在workbench中，熱應力分析只需要將熱應力分析模塊拖入穩(wěn)態(tài)溫度模塊即可。由于發(fā)動機內部傳熱極其復雜，在不同階段有不同的換熱方式，為了便于分析，本次計算采用第三類邊界條件?；钊砻鎸α鱾鳠嵯禂?shù)和介質溫度采用經驗與半經驗公式獲得，然后采用試驗數(shù)據(jù)對有限元邊界條件進行修正，結果見表3[8,18]。

按照表3的溫度條件進行加載，對活塞組進行穩(wěn)態(tài)溫度場的求解(結果見圖10)，再將穩(wěn)態(tài)溫度場的求解結果代入活塞組熱應力分析中，在熱應力分析中不施加額外的約束與邊界條件，只需將穩(wěn)態(tài)溫度場的分析結果作為預定義場，直接載入分析[8]。活塞組在熱負荷作用下的Mises應力分布見圖11。

表3 溫度場邊界條件

圖10 活塞銷穩(wěn)態(tài)溫度場分析結果

圖11 活塞銷熱負荷作用下Mises應力分析結果

通過圖11和圖12可以看出，活塞銷最大熱應力所出現(xiàn)的區(qū)域是靠近活塞銷與襯套接觸區(qū)域的部分，也是活塞銷座應力集中區(qū)域。圖12c中應力最大位置明顯不同于其他區(qū)域，分析其原因，由圖6e、圖9c可知，該處雖然活塞銷應力集中較小，但接觸應力最大，接觸應力為147.67 MPa，而熱應力與外力和溫度相關。

圖12 活塞銷熱負荷作用下部分Mises應力云圖

2.4 活塞銷材料優(yōu)化分析

由文獻[8]可知，在鋁青銅，鈹青銅，陶瓷材料中，襯套材料采用鋁青銅較好，因此在進行材料優(yōu)化時選用QAl10-3-1.5襯套材料[19]，材料密度為ρ=7 500 kg/m3，彈性模量E=1.02×1011Pa，泊松比μ=0.33。不改變活塞銷材料以外的材料參數(shù)，對比表4中活塞銷材料的性能[19]。

表4 活塞銷材料參數(shù)

按照之前的邊界條件以及網格劃分方式進行設置，更換活塞銷的材料進行試驗，得到不同的Mises云圖，以及不同材料下的應力最大值(見圖13)。通過圖13發(fā)現(xiàn)，以上幾種材料對活塞銷的應力影響較小。由文獻[20]可知，由于弧面襯套的彈性模量大于活塞彈性模量，而試驗材料的彈性模量變化較小，造成結果變化不明顯。

圖13 不同材料活塞銷應力對比

3 優(yōu)化結果

為了得到最佳優(yōu)化結果，根據(jù)圖7、圖8、圖11中數(shù)據(jù)建立如下數(shù)學模型：

(4)

式中：l為臺階長度；d為臺階圓柱內徑；fi(l，d)中，i=1，2，3分別為等效應力、接觸應力、熱應力關于l，d的映射；λi為對應自變量影響權重。取λ=[0.4，0.3，0.3]，求得Fmin=[4，4]，而對應的(l，d)為(8，14.5)。當l=8 mm，d=14.5 mm，活塞銷機械載荷作用下Mises應力相對變化12%，活塞銷-襯套接觸應力相對變化2%，活塞銷熱應力相對變化17%，因此當l=8 mm，d=14.5 mm時結構具有最佳結果。

為了防止由于活塞銷的結構變化導致弧面襯套式活塞銷座的應力增加，因此將d=14.5 mm，l=8 mm最優(yōu)結果進行檢驗，建立d=14.5 mm，l=8 mm的活塞銷模型并進行裝配，設置相同的邊界條件與載荷條件。查看弧面襯套活塞銷座Mises應力變化情況并與活塞銷原模型(d=16.5 mm，l=37 mm)進行對比(見圖14)。

圖14a中弧面襯套式活塞銷座最大Mises應力值186.95 MPa，圖14b中弧面襯套式活塞銷座最大Mises應力值156.53 MPa，兩者相對變化16%。圖14c中弧面襯套式活塞銷座最大熱應力值48.694 MPa，圖14d中弧面襯套式活塞銷座最大熱應力值50.987 MPa，兩者相對變化4.6%。圖14e中弧面襯套式活塞銷座最大接觸應力值106.3 MPa，圖14f中弧面襯套式活塞銷座最大接觸應力值104.87 MPa，兩者相對變化1.3%?？梢娫诟倪M銷結構后不僅優(yōu)化了活塞銷的應力集中現(xiàn)象，同時對活塞銷座的應力集中具有優(yōu)化作用。

圖14 活塞銷改進前后活塞銷座應力對比

4 結論

a) 同一圓柱長度l的情況下，隨著圓柱內徑d的減小，弧面襯套活塞銷中心處Mises應力總體呈現(xiàn)減小趨勢；同一圓柱內徑d的情況下，隨圓柱長度l的減小，弧面襯套活塞銷中心處Mises應力總體呈現(xiàn)減小趨勢；

b)d=14.5 mm，l=0 mm時等效應力得到最優(yōu)結果，其優(yōu)化效果可達17.5%；但d=14.5 mm，l=0 mm時活塞銷-襯套的接觸應力達到147.67 MPa，接觸應力過大，且熱應力過大，容易使弧面襯套活塞銷破壞，所以應避免選用該尺寸；通過建立數(shù)學模型求出在本次試驗的最優(yōu)解為d=14.5 mm，l=8 mm，其優(yōu)化效果可達12%；

c) 選用4種弧面襯套活塞銷材料，通過有限元仿真分析研究弧面襯套活塞銷材料對應力集中的影響，結果表明：在弧面襯套式活塞中，這4種材料對活塞銷的Mises應力影響較小。