王 芳，周 權(quán)，雷正雨

（柳州五菱柳機(jī)動(dòng)力有限公司，廣西 柳州 545005）

0 引言

活塞是內(nèi)燃機(jī)的主要零部件之一，它的工作穩(wěn)定性將直接影響到內(nèi)燃機(jī)的可靠性、耐久性、經(jīng)濟(jì)性及排放等一系列重要的性能指標(biāo)[1]。另外，為實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的阿特金森循環(huán)，活塞需要進(jìn)行高壓縮比設(shè)計(jì)，活塞組的工況較普通自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)更為惡劣。

因此，以某款阿特金森發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，采用有限元分析方法，建立有效的活塞組模型，設(shè)計(jì)并驗(yàn)證在阿特金森循環(huán)下，活塞組的強(qiáng)度、疲勞設(shè)計(jì)結(jié)果，為發(fā)動(dòng)機(jī)整體匹配設(shè)計(jì)提供詳實(shí)的數(shù)據(jù)支撐。

1 活塞組有限元模型建立

活塞組分析模型包括：活塞、活塞銷、襯套、部分連桿，如圖1所示。

圖1 活塞組模型

1.1 活塞組網(wǎng)格建立

如圖1所示，建立活塞組網(wǎng)格模型，由于所分析模型中活塞、部分連桿、活塞銷、襯套均為對(duì)稱，因此在網(wǎng)格劃分前對(duì)模型先進(jìn)行了CAD處理，取活塞組軸對(duì)稱為分析對(duì)象。同時(shí)，為避免增加計(jì)算量，需對(duì)活塞組中非重要特征，包括倒角、圓角等，進(jìn)行清理。

如圖2所示，為網(wǎng)格模型。網(wǎng)格類型中，活塞與連桿采用四面體二階網(wǎng)格，并加以修正，類型為C3D10M；活塞銷及襯套集合類型對(duì)稱，因此采用六面體二階網(wǎng)格。

圖2 活塞組網(wǎng)格模型

為充分保留必要的幾何特征，接近于實(shí)際活塞模型，網(wǎng)格尺寸大小為1 mm。

1.2 材料屬性及接觸設(shè)置

表1所示為模型中各子部件的材料屬性。在接觸關(guān)系中，需建立面面接觸對(duì)，包括：連桿與襯套、襯套與活塞銷、活塞與活塞銷，摩擦類型建立金屬與金屬間摩擦，摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2。

表1 模型材料參數(shù)表

2 工況及邊界載荷

活塞分析工況包括最大爆發(fā)壓力工況、慣性力工況等，因此計(jì)算邊界施加需綜合考慮活塞所受的熱、機(jī)械載荷?；钊墓ぷ鳁l件苛刻，需要承受較高的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷，熱負(fù)荷主要是由活塞頂面高溫燃?xì)庖鸬?，高溫燃?xì)馐够钊斁哂休^高的溫度和余部位具有較大的熱流密度，因此引起的熱應(yīng)力比較大[2]。

2.1 活塞熱應(yīng)力邊界

活塞頂面氣體溫度場(chǎng)分布以及面換熱系數(shù)邊界，如圖3、4所示。

圖3 活塞頂面氣體溫度場(chǎng)分布

圖4 活塞頂面熱交換系數(shù)

2.2 活塞機(jī)械載荷邊界

本研究所分析發(fā)動(dòng)機(jī)為阿特金森發(fā)動(dòng)機(jī)，其缸內(nèi)設(shè)計(jì)最大爆發(fā)壓力為7.4 MPa，設(shè)計(jì)最高轉(zhuǎn)速5600 r/min，最大設(shè)計(jì)扭矩175 N·m。如圖5為發(fā)動(dòng)機(jī)5600 r/min時(shí)，設(shè)計(jì)缸壓曲線。

圖5 5600r/min缸壓曲線

根據(jù)活塞受力情況，活塞所受機(jī)械載荷分別為：最大爆發(fā)壓力、活塞組慣性力。最大爆發(fā)壓力分布分別為：活塞頂、一環(huán)岸、一環(huán)槽?；钊M最大慣性力，通過(guò)簡(jiǎn)易理論計(jì)算，可得值為：22 013 454.91 N。工況加載情況，如圖6所示。

圖6 載荷工況加載

2.3 工況加載設(shè)置

根據(jù)活塞組實(shí)際工作情況，工況加載可分為：熱應(yīng)力工況、熱應(yīng)力+慣性力工況、熱應(yīng)力+慣性力+最大爆發(fā)壓力工況。

3 仿真結(jié)果分析

3.1 溫度場(chǎng)及熱載荷分析

如圖7所示為對(duì)活塞組進(jìn)行熱傳導(dǎo)計(jì)算后溫度場(chǎng)分布，活塞最高溫度為活塞中心區(qū)域，其最大值為265℃。將溫度場(chǎng)加載在活塞組，進(jìn)行熱載荷計(jì)算，得到如圖8所示結(jié)果。

圖7 溫度場(chǎng)分布結(jié)果

圖8 熱應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

如圖8所示，溫度場(chǎng)加載后熱應(yīng)力分布，其最大值為156 MPa，最大值位置處于刮油環(huán)槽的回油孔。

3.2 熱應(yīng)力與慣性力工況

如圖9所示為活塞組熱應(yīng)力和慣性力工況耦合的計(jì)算結(jié)果，主要模擬活塞組排氣過(guò)程。其最大應(yīng)力值為180 MPa，最大值分布在活塞銷孔上。

圖9 熱應(yīng)力與慣性力工況

3.3 機(jī)械載荷與溫度載荷工況

在做功過(guò)程中，活塞組受到機(jī)械載荷和溫度載荷的加載，在該極限工況下的應(yīng)力分布，如圖10所示，所受機(jī)械載荷包括：慣性力、最大爆發(fā)壓力，其較大應(yīng)力主要發(fā)分布在一環(huán)環(huán)槽、油環(huán)回油孔以及活塞銷孔座中邊界處，最大應(yīng)力分布在活塞銷孔座邊界處，其值為180 MPa，小于活塞材料屈服強(qiáng)度。

圖10 機(jī)械載荷與溫度載荷工況

3.4 活塞疲勞強(qiáng)度

活塞組屬于運(yùn)動(dòng)件，因此在校核計(jì)算中需考慮活塞組疲勞強(qiáng)度結(jié)果。在完成結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析后，以活塞組極限工況為疲勞分析對(duì)象，將機(jī)械載荷和溫度載荷結(jié)果加載至疲勞分析中，壽命以無(wú)限壽命為目標(biāo)。

如圖11、12、13所示為疲勞分析結(jié)果，活塞頂部疲勞因子≥1.49，活塞孔連接處等疲勞因子≥1.94?；钊M疲勞因子最小值為1.2，分布在活塞銷孔座上?；钊谝蜃泳鶟M足活塞組疲勞因子要求≥1.2。

圖11 疲勞分析結(jié)果1

圖12 疲勞分析結(jié)果2

圖13 疲勞分析結(jié)果3

4 結(jié)語(yǔ)

采用有限元分析方法，以阿特金森發(fā)動(dòng)機(jī)活塞組為分析對(duì)象，結(jié)合該類型發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，實(shí)際的工況模擬，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度分析。從理論設(shè)計(jì)上對(duì)活塞組的可靠性、結(jié)構(gòu)進(jìn)行了驗(yàn)證，計(jì)算仿真結(jié)果表明活塞最大應(yīng)力值為180 MPa，遠(yuǎn)小于活塞材料屈服強(qiáng)度，疲勞因子均≥1.2，該活塞組能夠滿足該款發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際需求。