李國興，劉 東，魏健龍，黃國龍，付 偉，王 鐵，李林濤

(1.太原理工大學(xué) 車輛工程系，太原 030024；2.濰柴重機股份有限公司，濰坊 261041)

0 概述

活塞-缸套組件作為內(nèi)燃機燃燒做功的核心部件，是內(nèi)燃機動力系統(tǒng)的重要組成部分[1]。重型柴油機缸套長期工作在高速、高熱負荷、強沖擊等復(fù)雜、苛刻的環(huán)境中，一旦發(fā)生空化侵蝕會使缸套比標(biāo)定壽命更早失效[2]。因此，研究缸套空化穴蝕產(chǎn)生機理并預(yù)測評估缸套穴蝕風(fēng)險對于重型柴油機的可靠性研究顯得愈發(fā)重要。缸套振動特性和冷卻水波動通常用于缸套穴蝕傾向的預(yù)測，但是重型柴油機冷卻水腔結(jié)構(gòu)復(fù)雜且狹窄，難以直接對缸套振動特性和近壁面冷卻液壓力波動進行實測分析，目前有關(guān)缸套穴蝕的試驗研究技術(shù)尚不完善[3-4]，已有研究多數(shù)集中于通過缸套表面材料參數(shù)優(yōu)化[5-6]、活塞側(cè)擊缸套振動響應(yīng)研究[7]和缸套近壁面流場特性分析[8]來探索缸套穴蝕的防治方法。

目前，研究人員通過理論建模與試驗測量的方法對近壁面空泡的產(chǎn)生機理與空化強度的預(yù)測進行了一系列研究。文獻[9-11]中基于活塞側(cè)擊試驗開展了關(guān)于近壁面空化的研究，證明了空泡的生成潰滅與缸套振動特性和流場壓力波動的相關(guān)性。在此基礎(chǔ)上，文獻[12-13]中提出了一種以動態(tài)冷卻液壓力為評價指標(biāo)的空化測量方法，指出可通過提高冷卻液壓力、優(yōu)化安裝間隙和改進活塞設(shè)計參數(shù)來減少空化損傷。文獻[14]中基于材料可靠性結(jié)構(gòu)和缸套幅頻特性，提出了一種估計缸套在振動空化作用下耐久性的方法。隨著排放法規(guī)的不斷加嚴(yán)和內(nèi)燃機技術(shù)的進步，這些技術(shù)手段已不足以解決后續(xù)的穴蝕問題。針對此背景，部分研究人員開始通過數(shù)值模擬的方法對缸套穴蝕的預(yù)測與緩解進行研究，如：文獻[15]和文獻[16]中分別搭建了簡化的冷卻水腔空化數(shù)值模型和缸套動態(tài)特性有限元模型；文獻[17]中通過動態(tài)數(shù)值模擬研究了活塞銷偏置對缸套振動特性與穴蝕傾向的影響規(guī)律。這些研究均以振動加速度作為缸套穴蝕傾向的評價指標(biāo)。

但是缸套的穴蝕失效是多種因素共同作用的結(jié)果，通過單一因素或從單一維度來評判穴蝕強度并不可靠，因此多物理場耦合研究成為近階段穴蝕研究的主要方向。文獻[18]中采用結(jié)合共軛傳熱的多相流CFD模型對一臺高性能摩托車發(fā)動機的濕式缸套穴蝕損傷進行了數(shù)值模擬，對缸套附近的壓力和溫度場展開研究。文獻[7，19]等中建立了冷卻水場的聲-固耦合模型，基于冷卻水聲場模態(tài)振型與缸體結(jié)構(gòu)的耦合關(guān)系，計算了各缸的水壓波動。文獻[20]中搭建了綜合考慮流固耦合作用的聲學(xué)分析模型，研究了不同頻率下流體的壓力分布，以流體中的負壓區(qū)域作為空化的評價指標(biāo)。但是，在這些耦合研究中，對于缸套振動的模擬計算相對簡化，且并未將缸套振動與流體空化方程聯(lián)系起來，此外耦合過程中采用振動加速度并不能完全描述缸套的振動變形，未能較好反映體積變化造成的空化波動情況。振蕩空化是缸套穴蝕失效的主要原因，正確地建立綜合考慮缸套結(jié)構(gòu)振動與流場空化的耦合模型至關(guān)重要。

本文中針對一款重型柴油機在爆壓提升前后出現(xiàn)的穴蝕差異，提出了一種綜合缸套振動變形與水側(cè)冷卻液空化作用的耦合建模方法，為基于缸套振動和近壁面流場空化模擬的發(fā)動機缸套穴蝕傾向預(yù)測提供了一種新的思路。本文中基于結(jié)構(gòu)場和流場耦合模型研究了缸套振動對壓力波動與冷卻液空化的影響規(guī)律，并與臺架試驗獲取的穴蝕區(qū)域分布進行了對比驗證。本文中所提出的空化穴蝕仿真方法可以有效地解析引起缸套穴蝕的主要因素，為缸套穴蝕傾向與危險區(qū)域的預(yù)測提供分析基礎(chǔ)。

1 試驗設(shè)計

以爆壓提升前后的某重型柴油機為研究對象，在1 300 r/min超負荷(110%負荷)工況下進行了 1 000 h 的發(fā)動機試驗。柴油機主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 試驗柴油機性能參數(shù)

采用KISTLER 6052CU20爆壓傳感器測量缸內(nèi)燃燒壓力；通過KISTLER 8720A500微型防水加速度傳感器獲取缸套的振動加速度。由于冷卻水腔區(qū)域較為狹窄，難以在缸套主副推力側(cè)布置傳感器，為此將振動傳感器安裝在高爆壓機型第6缸缸套中部與第5缸水腔連接處，具體布置情況如圖1所示。

圖1 振動傳感器布置

試驗結(jié)束后兩款柴油機的缸套主推力側(cè)穴蝕狀況如圖2所示?？梢钥闯觯弑瑝翰裼蜋C缸套主推力側(cè)水腔區(qū)域內(nèi)出現(xiàn)了大量呈帶狀分布的穴蝕凹坑，孔洞密集分布在缸套中部區(qū)域，而低爆壓柴油機則沒有出現(xiàn)明顯的穴蝕凹坑。在同樣的運行工況下，高爆壓柴油機在短時間內(nèi)出現(xiàn)了明顯的穴蝕傾向，缸套穴蝕失效風(fēng)險較高。為此，通過建立氣缸總成瞬態(tài)動力學(xué)模型研究缸套的振動特性，進而結(jié)合流場空化模擬以解析兩款柴油機發(fā)生穴蝕差異的原因。

圖2 缸套主推力側(cè)穴蝕損傷圖

2 氣缸總成瞬態(tài)動力學(xué)模型

為獲取缸套在活塞側(cè)擊作用下的壁面振動響應(yīng)，需要建立氣缸總成的瞬態(tài)動力學(xué)模型并進行試驗驗證。利用ANSYS軟件對缸套、活塞、機體進行柔性建模，通過接觸約束設(shè)置考慮部件裝配引起的非線性關(guān)系，模擬燃燒壓力驅(qū)動下活塞側(cè)擊引起的缸套高頻振動響應(yīng)。

2.1 有限元分析模型

根據(jù)某重型柴油機曲柄連桿機構(gòu)幾何參數(shù)建立了瞬態(tài)動力學(xué)有限元模型?；钊麄?cè)擊缸套行為主要受到活塞側(cè)向運動、缸套模態(tài)特性與裝配約束條件等因素的影響，因而對活塞-缸套組件之外的其他部件結(jié)構(gòu)進行了簡化建模。圖3為簡化后的瞬態(tài)動力學(xué)模型，氣缸總成結(jié)構(gòu)如圖3(a)所示。

圖3 瞬態(tài)動力學(xué)有限元模型

建模中，主要考慮活塞承受的爆發(fā)壓力、配缸間隙、各結(jié)構(gòu)部件的材料及其接觸屬性。為保證模型仿真計算結(jié)果的可信性，同時節(jié)省計算資源，將除缸套、活塞和機體外的其他部件設(shè)置成剛體，并根據(jù)計算需要進行不等分網(wǎng)格劃分，所建模型共計生成 33 768 個單元，135 890個節(jié)點。缸套的穴蝕現(xiàn)象主要發(fā)生在其主副推力側(cè)，因此在模擬過程中在缸套主副推力側(cè)的水腔區(qū)域內(nèi)分別設(shè)置11個振動監(jiān)測點，缸套的網(wǎng)格劃分與節(jié)點分布如圖3(b)所示。

兩款柴油機的缸套結(jié)構(gòu)參數(shù)一致，均采用CrMoCuP硼鑄鐵。模型主要部件的詳細材料參數(shù)如表2所示。

表2 模型材料參數(shù)

為避免因邊界條件定義不當(dāng)而導(dǎo)致缸套模態(tài)特性發(fā)生變化，本文中通過構(gòu)造一系列接觸約束對結(jié)構(gòu)中的配合關(guān)系進行建模?；钊c缸套之間的摩擦力小于活塞側(cè)推力的2%[21]，故建模中不考慮活塞與缸套表面之間的摩擦行為。為避免不合理的約束使缸套的模態(tài)特性發(fā)生改變，模型中在設(shè)置各部件的接觸狀態(tài)時沒有采用固定約束與間隙配合的方式，而是利用一系列無摩擦接觸對其進行約束，采用增廣拉格朗日“面-面”接觸法來模擬。此外為處理接觸約束引起的非線性問題，選用了Newmark隱式積分法來求解運動方程。相較于強制約束，這種約束方式綜合考慮了接觸面動態(tài)變形導(dǎo)致的局部約束狀態(tài)變化和裝配約束施加的預(yù)緊力，使所建模型能夠更為準(zhǔn)確地描述缸套約束模態(tài)特性。

對有限元模型進行材料屬性與邊界條件定義后，需要對各類運動關(guān)系與激勵輸入進行設(shè)置。本研究中將實測缸內(nèi)壓力曲線以均布壓強的形式施加于活塞頂部，將實測曲軸轉(zhuǎn)速施加于曲軸旋轉(zhuǎn)中心，連桿通過轉(zhuǎn)動副將曲軸與活塞銷進行運動關(guān)聯(lián)。活塞在缸壓、連桿力和慣性力耦合作用下往復(fù)運動并側(cè)擊缸套。爆壓提升前后的兩款柴油機在超負荷工況下的實測缸壓曲線如圖4所示。

圖4 兩款柴油機實測缸壓曲線

2.2 模型驗證

為了驗證所建瞬態(tài)動力學(xué)模型的合理性，以高爆壓柴油機在1 300 r/min、1 870 N·m運行工況下的實測缸壓數(shù)據(jù)為輸入進行了活塞敲缸瞬態(tài)動力學(xué)仿真，獲取了試驗測點對應(yīng)位置的仿真加速度響應(yīng)。圖5為仿真和試驗獲取的加速度頻譜對比圖。可以看出：仿真與實測加速度信號中響應(yīng)峰值的頻帶比較接近，表明選定的建模參數(shù)能夠較好地表征結(jié)構(gòu)固有特性；同時仿真峰值與實測值在量級上接近，表明模型基本能夠反映活塞側(cè)擊動能轉(zhuǎn)換為結(jié)構(gòu)振動能量的轉(zhuǎn)化規(guī)律。

圖5 仿真與實測加速度頻譜對比圖

2.3 振動響應(yīng)對比分析

模態(tài)分析是研究機械結(jié)構(gòu)振動特性的方法，可得到機械結(jié)構(gòu)的固有頻率和模態(tài)振型[22]。計算獲得的缸套前6階的約束模態(tài)頻率與振型如圖6所示。可見，缸套的第1、2階模態(tài)振型分別表現(xiàn)為上部的擺動和圓周變形；第3、4階模態(tài)振型分別為軸向的伸縮和上部的徑向變形；第5、6階模態(tài)振型則分別為缸套中上部的擺動和中部的徑向變形。

圖6 缸套前6階約束模態(tài)振型和頻率

圖7為仿真獲取的兩款柴油機缸套在燃燒上止點附近的振動位移響應(yīng)云圖。由圖7可以看出，該時刻缸套的振動響應(yīng)主要發(fā)生在主推力側(cè)(thrust side, TS)，且高爆壓柴油機主推力側(cè)的振動響應(yīng)更強，且振動區(qū)域更大，次推力側(cè)(auxiliary thrust side, ATS)的振動則相對較弱。

圖7 缸套振動位移響應(yīng)云圖

燃燒爆發(fā)壓力驅(qū)動下的活塞側(cè)擊是缸套振動的主要激勵源。圖8為1 300 r/min、1 650 N·m(110%負荷)的工作條件下，仿真獲取的低爆壓柴油機主推力側(cè)節(jié)點6的動態(tài)響應(yīng)短時傅里葉變換時頻圖。可見，缸套動態(tài)響應(yīng)能量集中在燃燒上止點附近，除了準(zhǔn)靜態(tài)響應(yīng)(<500 Hz)外，燃燒上止點附近還出現(xiàn)了一系列高頻響應(yīng)(500 Hz～2 500 Hz)，在燃燒壓力峰值后持續(xù)了較長時間，這是由活塞側(cè)擊引起的缸套諧振響應(yīng)。

圖8 低爆壓柴油機主推力側(cè)節(jié)點動態(tài)響應(yīng)時頻圖

模擬結(jié)果表明，燃燒過程中壓力快速上升引起的活塞快速換向側(cè)擊是導(dǎo)致缸套結(jié)構(gòu)高頻振動的主要原因。低爆壓柴油機缸套高頻振動的頻率主要分布在900 Hz～1 400 Hz之間，接近缸套的第3、4階模態(tài)頻帶。由于缸套下部約束存在一定柔性，缸套在活塞側(cè)擊下激發(fā)出了第3階模態(tài)，同時，由于燃燒沖擊及其引起的活塞側(cè)擊施加位置都接近缸套上部，激發(fā)出了第4階的缸套上部徑向變形?？梢?，缸套的動力響應(yīng)模式很大程度上取決于其模態(tài)特性。此外，由于燃燒爆壓相對較低，低爆壓柴油機激發(fā)出的模態(tài)成分較少，響應(yīng)能量相對較低。

圖9為1 300 r/min、1 870 N·m(110%負荷)的工作條件下，仿真獲取的高爆壓柴油機缸套同一節(jié)點的動態(tài)響應(yīng)在時頻圖譜中顯示出與低爆壓柴油機不同的響應(yīng)特征?？梢钥闯?，高爆壓柴油機的主頻率分布在900 Hz～2 500 Hz之間。相比于低爆壓柴油機，高爆壓柴油機在活塞側(cè)擊作用下動態(tài)響應(yīng)的總體能量分布顯著提高。在燃燒上止點之后，兩款柴油機缸套的局部響應(yīng)特征明顯不同。如圖9所示，高爆壓柴油機在燃燒上止點之后表現(xiàn)出比低爆壓柴油機更為強烈、持續(xù)時間更長的高頻動態(tài)響應(yīng)。而且，高爆壓柴油機的振動響應(yīng)在500 Hz和 2 400 Hz 附近出現(xiàn)了較高的振動能量分布，如圖9中的標(biāo)記A和B所示。這些響應(yīng)事件處于缸套第1、6階模態(tài)頻帶附近。在燃燒上止點后，高爆壓驅(qū)動下的活塞側(cè)向敲擊使缸套出現(xiàn)了接近第1階模態(tài)振型的上部擺動變形，更高的激振能量同時激發(fā)出了接近第6階模態(tài)(2 376.1 Hz)的高頻諧振響應(yīng)。

圖9 高爆壓柴油機主推力側(cè)節(jié)點動態(tài)響應(yīng)時頻圖

圖10為仿真獲取的兩款柴油機缸套主推力側(cè)同一節(jié)點(節(jié)點6)的振動幅頻圖。可以看出，兩款柴油機的響應(yīng)能量主要集中在300 Hz～2 500 Hz之間，高爆壓柴油機的頻域成分更加豐富，且433 Hz～563 Hz、966 Hz～1 337 Hz和2 341 Hz～2 421 Hz頻帶的響應(yīng)能量明顯高于低爆壓柴油機。

圖10 兩款柴油機主推力側(cè)振動幅頻圖

缸套在活塞側(cè)擊作用下的高頻振動響應(yīng)主要與其約束模態(tài)有關(guān)。由于爆壓的升高，高爆壓柴油機缸套被激發(fā)出了比低爆壓柴油機更多且能量更大的頻率成分，僅通過缸套動態(tài)響應(yīng)特征難以確定冷卻水腔的空化強度及其區(qū)域分布，為此需要通過計算流體力學(xué)對兩款柴油機缸套振動引起的冷卻液空化波動進行數(shù)值模擬。

3 缸套水側(cè)流場空化數(shù)值模擬

為了研究不同振動作用下的流場空化波動，利用FLUENT軟件建立了兩款柴油機缸套水側(cè)的三維流場模型，分別提取圖3(b)中所示11個軸向均布測點的振動響應(yīng)數(shù)據(jù)，如圖11所示?？梢钥闯?，兩款柴油機缸套壁面振動幅值接近，靠近缸套下部的測點振動幅值更大，且振蕩趨勢更加明顯，但是否意味著越靠近下部流場的空化波動越強，需要通過動網(wǎng)格技術(shù)將缸套振動響應(yīng)輸入流場進行進一步分析。

圖11 主推力側(cè)節(jié)點振動位移響應(yīng)曲線

3.1 振動數(shù)據(jù)的傅里葉變換

流體動網(wǎng)格建模技術(shù)需要將離散數(shù)據(jù)以解析函數(shù)的形式引入模型，因此通過快速傅里葉變換將325°～520°區(qū)間的離散振動數(shù)據(jù)擬合為一個隨時間變換的函數(shù)，之后將該函數(shù)以用戶自定義函數(shù)(user defined function， UDF)形式輸入流場進行空化數(shù)值模擬。圖12為擬合前后的振動位移對比圖，可以看出，擬合曲線與原始模擬信號吻合度較高，表明數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換并未引入顯著誤差。

圖12 離散振動信號傅里葉擬合

變換后的缸套主副推力側(cè)節(jié)點運動方程為：

(1)

式中，T為擬合函數(shù)周期；m為擬合函數(shù)精度控制因子；n為1～m的正整數(shù)；t為擬合函數(shù)的時間變量；an和bn分別為擬合函數(shù)中奇偶函數(shù)的幅值；C為常數(shù)項。

3.2 冷卻水腔幾何模型

兩款柴油機的冷卻水腔的結(jié)構(gòu)型式基本一致，為了節(jié)約計算資源，在活塞運動的推力側(cè)截取一段寬 3 mm 的水腔實體建立模型，去掉部分結(jié)構(gòu)細節(jié)，簡化后的水腔三維模型如圖13所示。對應(yīng)瞬態(tài)動力學(xué)模型中節(jié)點選取規(guī)則，將缸套壁劃分為11個壁區(qū)。

圖13 冷卻水腔三維模型

為獲得較高的網(wǎng)格質(zhì)量以提高計算精度，使用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對水腔進行網(wǎng)格劃分。由于缸套穴蝕是近壁面流場中空化氣泡不斷潰滅對缸套壁沖擊作用的結(jié)果[10]，為獲得近壁面局部流場的細節(jié)，將貼近缸套壁面的網(wǎng)格進行局部細化，共計生成263 373個單元。冷卻水腔各區(qū)域的網(wǎng)格模型如圖14所示。

圖14 冷卻水腔各區(qū)域網(wǎng)格模型

3.3 流體計算模型

根據(jù)該系列柴油機實際運轉(zhuǎn)情況，其冷卻水入口壓力為0.20 MPa，冷卻水腔內(nèi)部的穩(wěn)態(tài)壓力為 0.18 MPa，主副推力側(cè)流場平均流速為2.2 m/s。因此，在模型中給定0.20 MPa的入口壓力，方向垂直入口邊界，為保證計算過程中的水蒸氣全部來自相變，將入口處的氣體體積分?jǐn)?shù)定義為0；出口設(shè)置為壓力出口，壓力為0.14 MPa，方向垂直出口邊界。計算中利用動網(wǎng)格技術(shù)模擬缸套各壁區(qū)的振動變形，將缸套各區(qū)域的運動方程編寫成UDF文件調(diào)入流場中，使缸套的運動方式與動力學(xué)分析中的結(jié)果保持一致。

本文主要研究的是缸套近壁面的流體動力學(xué)行為，重點關(guān)注的是兩款柴油機的空化響應(yīng)差異，計算中將水腔內(nèi)的流場視為黏性不可壓縮流體的湍流流動，采用液-氣兩相混合流體空化模型。為準(zhǔn)確模擬缸套近壁面的流場分布，引入文獻[23]中發(fā)展而來的SSTk-ω模型，其兼具k-ω模型在近壁面模擬和k-ε模型在遠場區(qū)域計算的優(yōu)點，在廣泛的流動域中具有更高的計算精度。

依據(jù)實測將模擬計算中水溫設(shè)置為70 ℃，該溫度下水-空泡的表面張力系數(shù)為0.064 41 N/m，飽和壓力為30.16 kPa。氣-液兩相流中流體的物性參數(shù)如表3所示。本計算對兩款柴油機缸套主副推力側(cè)(325°～520°之間)0.025 s時間內(nèi)的流場進行空化數(shù)值模擬。為提高計算精度，對冷卻水腔流場的分析采用較小的計算步長(12.5 μs)和更多的迭代步數(shù)(2 000步)。

表3 70 ℃水和水蒸氣的物性

3.4 空化模型

文獻[24]中提出的全空化模型考慮了氣-液兩相流中的未凝結(jié)氣體，該模型假定未凝結(jié)氣體的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為已知常數(shù)，可以使用單個標(biāo)量場(氣體體積分?jǐn)?shù))來描述氣泡分布。利用此模型研究冷卻水腔的空化流動更為合適，氣液兩相流中氣體輸運方程的普遍形式為：

(2)

(3)

(4)

式中，k為湍動能；σ為流體表面張力系數(shù)；fv為氣相質(zhì)量分?jǐn)?shù)；fg為未凝結(jié)氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)；ρl為液體密度；ρv為蒸汽密度；pv為水的飽和壓力；p為流場壓力；Ce、Cc為常量，Ce=0.02，Cc=0.01。

4 流場計算結(jié)果

4.1 水腔穩(wěn)態(tài)流動結(jié)果分析

冷卻水腔在不考慮壁面振動時內(nèi)部流場特性如圖15所示。流動狀態(tài)穩(wěn)定時，冷卻水腔內(nèi)流場的穩(wěn)態(tài)壓力處于0.18 MPa附近，流場內(nèi)部平均流速約為 2.37 m/s，與實際發(fā)動機穩(wěn)態(tài)流場特性接近，表明所建模型基本能夠反映缸套主副推力側(cè)附近的穩(wěn)態(tài)流場分布。

圖15 冷卻水腔穩(wěn)態(tài)流場分布截面圖

4.2 兩款柴油機的壓力波動

在穴蝕試驗中，兩款柴油機的穴蝕情況差異明顯，且同一柴油機缸套不同區(qū)域的穴蝕程度也是不同的，這表明不同機型與不同區(qū)域間壓力波動均存在差異。

圖16為兩款柴油機主副推力側(cè)不同區(qū)域的壓力波動對比圖。由圖可見兩款柴油機在缸套主推力側(cè)壓力波動差異明顯。如圖16(a)和圖16(b)所示，在390°之后，低爆壓柴油機主推力側(cè)(low pressure diesel-thrust side, Low-TS)的壓力波動開始衰減，最低壓力pmin始終處于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓之上，而高爆壓柴油機主推力側(cè)(high pressure diesel-auxiliary thrust side, High-TS)的壓力波動在上止點(top dead center, TDC)后100°內(nèi)并未出現(xiàn)明顯減弱。如圖16(c)和圖16(d)所示，相比主推力側(cè)，兩款柴油機在副推力側(cè)的壓力波動未見明顯差異。此外，兩款柴油機的壓力波動在中部區(qū)域(區(qū)域6)最為顯著，上、下部區(qū)域(區(qū)域3和區(qū)域9)的壓力波動則相對較低。

圖16 流場壓力波動曲線

冷卻水腔壓力波動過程中的最低絕對壓力pmin與負壓累計時間Δt是評價流場空化程度的重要指標(biāo)。圖17為兩款柴油機主副推力側(cè)的最低壓力對比圖。圖中Low-ATS為低爆壓柴油機副推力側(cè)(low pressure diesel auxiliary thrust side)，High-ATS為高爆壓柴油機副推力側(cè)(high pressure diesel auxiliary thrust side)。可以看出，兩款柴油機主推力側(cè)的最低壓力處于區(qū)域4～區(qū)域7之間，最低絕對壓力為 50 kPa 左右；副推力側(cè)的最低壓力分布區(qū)域與主推力側(cè)接近，但最低絕對壓力相對較高，處于 70 kPa 附近。

圖17 流場最低壓力區(qū)域分布圖

兩款柴油機在325°～520°區(qū)間內(nèi)的負壓累計時間Δt區(qū)域分布對比如圖18所示?？梢钥闯?，主副推力側(cè)的Δt在區(qū)域分布上的變化趨勢基本一致，兩款柴油機在副推力側(cè)的Δt較為接近且均處于較低水平，而主推力側(cè)的Δt明顯高于副推力側(cè)，尤其是高爆壓柴油機主推力側(cè)各區(qū)域的負壓累計時間比低爆壓柴油機高141%，并在區(qū)域5、區(qū)域6之間達到最高。

圖18 流場負壓累計時間區(qū)域分布

4.3 兩款柴油機的氣體體積分?jǐn)?shù)變化

冷卻水腔中氣體體積分?jǐn)?shù)的變化體現(xiàn)了流場內(nèi)部空泡的產(chǎn)生與潰滅，圖19為兩款柴油機主副推力側(cè)不同區(qū)域的氣體體積分?jǐn)?shù)變化對比圖。在壓力波動的過程中，當(dāng)流場壓力低于大氣壓并在達到pmin之前，部分流體發(fā)生氣化，流場處于氣-液兩相共存狀態(tài)；在pmin之后，壓力開始升高，升高的壓力壓縮氣泡，使流場中的氣泡不斷潰滅，對缸套壁產(chǎn)生沖擊。

圖19中，冷卻水腔內(nèi)的氣體體積分?jǐn)?shù)在中部區(qū)域達到最高。如圖19(a)和圖19(b)所示，在缸套主推力側(cè)，低爆壓柴油機在390°之后，隨著壓力波動的衰減，氣體體積分?jǐn)?shù)變化趨于平緩。而高爆壓柴油機的氣體體積分?jǐn)?shù)變化幅值則一直處于較高水平，尤其是高爆壓柴油機主推力側(cè)中部區(qū)域變化最為劇烈，在上止點后100°內(nèi)，氣體體積分?jǐn)?shù)在0.1%～6.8%之間劇烈波動，穴蝕傾向最高。如圖19(c)和圖19(d)所示，兩款柴油機在副推力側(cè)的氣體體積波動幅值接近，且波動幅值一直處于2.5%以下，穴蝕傾向較低。

圖19 流場氣體體積分?jǐn)?shù)變化曲線

兩款柴油機在325°～520°區(qū)間內(nèi)氣體體積分?jǐn)?shù)的均方根值如圖20所示。高爆壓柴油機的氣體體積分?jǐn)?shù)在整個流場區(qū)域內(nèi)均高于低爆壓柴油機，尤其是高爆壓柴油機主推力側(cè)區(qū)域內(nèi)的氣體體積分?jǐn)?shù)明顯高于其他三種情況。在整個流場區(qū)域內(nèi)，高爆壓柴油機主推力側(cè)的氣體體積分?jǐn)?shù)均方根值較低爆壓柴油機高48%，這也是高爆壓柴油機主推力側(cè)在短時間內(nèi)出現(xiàn)穴蝕現(xiàn)象的主要原因，而氣體體積分?jǐn)?shù)最高的區(qū)域5、區(qū)域6與試驗中穴蝕凹坑密度最大的區(qū)域相吻合。

圖20 流場氣體體積分?jǐn)?shù)均方根值區(qū)域分布

4.4 軸向空化強度差異解析

圖21為高爆壓柴油機缸套節(jié)點6～10在325°～520°區(qū)間振動位移的時域圖和幅頻圖。由圖21(a)可見，缸套的振動幅值隨著節(jié)點位置下移(由節(jié)點6至節(jié)點10)呈上升趨勢，但是對應(yīng)的氣體體積分?jǐn)?shù)卻隨之顯著降低，見圖20。如圖21(b)所示，在振動能量分布最高的1 200 Hz附近節(jié)點6的振動能量較其他兩節(jié)點低10%左右，但是在2 400 Hz附近，節(jié)點6的振動能量分別較節(jié)點8和10高40%和24%，這表明缸套的高頻振動對空化波動影響更為顯著。根據(jù)圖6中模態(tài)振型圖可知，2 400 Hz接近缸套的第6階模態(tài)，該階模態(tài)的變形趨勢位于水腔中部，與實測缸套穴蝕區(qū)域高度吻合，表明水腔空化波動與缸套模態(tài)特性(頻率與振型)顯著相關(guān)，為缸套穴蝕傾向與危險區(qū)域預(yù)測研究思路提供了參考。

圖21 高爆壓柴油機缸套節(jié)點振動位移響應(yīng)

5 結(jié)論

(1) 缸套在活塞側(cè)擊作用下的振動響應(yīng)與其約束模態(tài)有關(guān)。更高的爆發(fā)壓力可以激發(fā)出頻域能量更高且持續(xù)時間更長的諧振響應(yīng)，引起更為顯著的近壁面冷卻液空化波動。

(2) 缸套近壁面的空化特性在區(qū)域分布上差異明顯。高爆壓柴油機主推力側(cè)中部區(qū)域的空化強度最高，氣體體積分?jǐn)?shù)在0.1%～6.8%之間劇烈波動，最低壓力接近50 kPa，處于負壓的累計時間較低爆壓柴油機高141%。

(3) 缸套近壁面流場的空化強度主要受流場最低壓力和處于負壓的累計時間影響。低爆壓柴油機的空化波動在燃燒上止點30°曲軸相位后迅速衰減，而高爆壓柴油機的空化波動在燃燒上止點后100°曲軸相位內(nèi)均處于較高水平，氣體體積分?jǐn)?shù)的均方根值較低爆壓柴油機高48%。

(4) 空化強度與缸套壁面振動幅值并非線性相關(guān)，而與振動頻率和模態(tài)振型耦合相關(guān)。接近于缸套第6階模態(tài)的高頻振動響應(yīng)(2 400 Hz)在高爆壓柴油機缸套中部節(jié)點最為劇烈，該階模態(tài)振型趨勢位于水腔中部，與實測缸套穴蝕區(qū)域高度吻合，表明水腔空化波動與缸套模態(tài)特性(頻率與振型)顯著相關(guān)。