李興濟(jì),紀(jì)少波,岳遠(yuǎn)航,尹 偉,于秋曄,馬榮澤,程 勇

(1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(濰柴動(dòng)力股份有限公司), 山東 濰坊 261061;2.山東大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,濟(jì)南 250061;3.中汽數(shù)據(jù)(天津)有限公司, 天津 300393)

中國是內(nèi)燃機(jī)大國,內(nèi)燃機(jī)的產(chǎn)業(yè)規(guī)模和保有量繼續(xù)保持全球第一位[1],內(nèi)燃機(jī)在工業(yè)化、城鎮(zhèn)化、農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化、信息化及國防現(xiàn)代化進(jìn)程中發(fā)揮了重要作用?；钊?缸套摩擦副是內(nèi)燃機(jī)的心臟,是實(shí)現(xiàn)熱能向機(jī)械能轉(zhuǎn)換的核心部件,是內(nèi)燃機(jī)摩擦副中最為關(guān)鍵的部件之一[2]。其磨損程度決定了整機(jī)的大修周期和使用壽命[3]。由于活塞和缸套間存在間隙,使得活塞在氣缸的上、下止點(diǎn)位置產(chǎn)生二次運(yùn)動(dòng),對缸套產(chǎn)生撞擊,進(jìn)而產(chǎn)生機(jī)體振動(dòng)及噪聲[4]?；钊芜\(yùn)動(dòng)的仿真研究為提取機(jī)體表面振動(dòng)信號來獲得活塞-缸套摩擦副磨損程度信息提供理論基礎(chǔ)。

部分研究人員通過數(shù)值分析及試驗(yàn)方法研究了活塞二次運(yùn)動(dòng)過程及敲擊力的影響規(guī)律。王文禮等[5]研究了活塞銷偏置、活塞重心位置及配缸間隙等結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞敲擊力的影響,認(rèn)為配缸間隙對敲擊力的影響最大,其次為活塞銷偏置,而活塞重心軸向偏置影響最小。Wu等[6]分析了活塞裙部型線與機(jī)體振動(dòng)特性的關(guān)系,認(rèn)為隨著活塞裙部凸起部位的增加,活塞敲擊力增大,機(jī)體表面振動(dòng)會更加劇烈。He等[7]研究了潤滑狀態(tài)對活塞二次運(yùn)動(dòng)特性及活塞敲擊力的影響。Kim等[8]研究了潤滑油膜厚度及活塞裙部型線與活塞敲擊力的相關(guān)性。Delprete等[9]研究結(jié)果表明潤滑油黏度對活塞二次運(yùn)動(dòng)和活塞-缸套的摩擦損失有重要影響。Tian等[10]考慮到活塞的彈性變形和熱變形,研究了動(dòng)態(tài)間隙對活塞敲擊力頻譜特性及活塞拍擊噪聲的影響規(guī)律。本文搭建了活塞運(yùn)動(dòng)仿真模型及多體動(dòng)力學(xué)仿真模型,利用驗(yàn)證后的模型分析了活塞二次運(yùn)動(dòng)規(guī)律,并研究了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、扭矩及活塞-缸套配缸間隙對活塞敲擊力的影響。

1 活塞敲擊基本理論

活塞是內(nèi)燃機(jī)的主要部件之一,工作過程中同時(shí)受到高溫高壓燃燒壓力、往復(fù)慣性力等多種周期性載荷作用。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中活塞在缸套中做往復(fù)運(yùn)動(dòng),活塞與缸套間存在配缸間隙,使得活塞在上、下止點(diǎn)位置產(chǎn)生垂直于缸套軸線的運(yùn)動(dòng),同時(shí)缸內(nèi)壓力產(chǎn)生的力矩還會使活塞繞銷軸擺動(dòng)?；钊谶\(yùn)動(dòng)過程中的受力情況如圖1所示,據(jù)此建立活塞運(yùn)動(dòng)時(shí)各作用力的平衡方程,包括活塞軸向運(yùn)動(dòng)、徑向運(yùn)動(dòng)及繞銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)3個(gè)方面。

圖1 活塞在缸套中的受力情況示意圖

活塞軸向運(yùn)動(dòng)方向:

Frx+Fpinx-Flinkx

(1)

活塞徑向運(yùn)動(dòng)方向:

Fry+Fpiny-Flinky

(2)

繞活塞銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向:

Θ·K=∑M=Mc+Mg+Mgas+Mr+Mp

(3)

式中:m為活塞質(zhì)量;Θ為活塞的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;Fg為活塞受到的重力;Fgas為燃燒壓力;Fr為活塞環(huán)-活塞的相互作用力;Fci為主、副推力面相互作用力;Fpin為活塞銷所受的作用力;Flink為連桿小頭所受作用力;Mc為活塞-缸套相互作用力對應(yīng)的力矩;Mg為活塞所受重力對應(yīng)的力矩;Mgas為燃燒壓力對應(yīng)的力矩;Mr為活塞環(huán)-活塞相互作用力對應(yīng)的力矩;Mp為活塞銷所受作用力對應(yīng)的力矩。

2 模型搭建

2.1 活塞運(yùn)動(dòng)仿真模型建立

采用AVL_EXCITE的Piston &Rings模塊建立活塞運(yùn)動(dòng)特性分析模型。模型考慮燃燒氣體壓力、部件運(yùn)動(dòng)慣性、活塞-缸套間摩擦作用以及缸套型線產(chǎn)生的約束?；钊麆?dòng)力學(xué)仿真中做如下假設(shè):

1) 僅考慮主推力側(cè)(TS)及副推力側(cè)(ATS)形成的平面中的活塞運(yùn)動(dòng)。

2) 曲軸恒速旋轉(zhuǎn):不考慮任何轉(zhuǎn)速不均勻性造成的影響。

3) 所有活塞環(huán)被當(dāng)作一個(gè)當(dāng)量環(huán)處理。

4)為簡化模型,缸套、活塞銷、連桿和曲軸都是剛性的。

5) 徑向彈性體活塞:通過設(shè)置活塞的徑向剛度反映其徑向變形。

6) 曲柄-連桿機(jī)構(gòu)各處的摩擦系數(shù)通過式(4)所示的經(jīng)驗(yàn)公式體現(xiàn)。

(4)

式中:μ為摩擦系數(shù);ν為動(dòng)力黏度;A、B、C、D為相關(guān)系數(shù)。

另外,活塞和缸套之間的彈性接觸處以及銷軸承中的力平衡(活塞和連桿之間的平衡)使用牛頓-拉夫遜方法確定。

基于Piston &Rings模塊搭建的活塞運(yùn)動(dòng)仿真模型如圖2所示,模型主要包括缸套、活塞、活塞環(huán)、活塞銷以及連桿等部分。為獲取活塞對缸套兩側(cè)主推力面和副推力面的敲擊力,分別在主推力面和副推力面兩側(cè)距離缸套頂部10、40、70、100、130 mm處設(shè)置5個(gè)節(jié)點(diǎn)用于觀察活塞敲擊力的變化情況。

圖2 建立的活塞運(yùn)動(dòng)仿真模型示意圖

2.2 多體動(dòng)力學(xué)仿真模型建立

活塞模塊搭建完畢后,使用Power Unit模塊建立多體動(dòng)力學(xué)仿真模型。建立各部件的有限元模型,再將有限元模型通過接口導(dǎo)入到Power Unit模塊中。為降低有限元模型的自由度數(shù)量,提高計(jì)算效率,在有限元模型上選定好主節(jié)點(diǎn)以及縮減模態(tài)數(shù),并對有限元模型進(jìn)行縮減。選定的主節(jié)點(diǎn)包括缸套主、副推力側(cè)的承力點(diǎn)及機(jī)體表面提取信號位置的節(jié)點(diǎn)等。將縮減后的有限元模型導(dǎo)入Power Unit,建立多體動(dòng)力學(xué)仿真模型,如圖3所示。

3 模型驗(yàn)證

搭建LC1115單缸機(jī)的試驗(yàn)臺架,并在反拖工況下對搭建模型的有效性進(jìn)行驗(yàn)證,為了驗(yàn)證仿真結(jié)果,在機(jī)體表面安裝振動(dòng)加速度傳感器,安裝位置在主推力面?zhèn)染嚯x缸套頂部10 mm位置。圖4(a)為實(shí)測機(jī)體表面振動(dòng)信號與缸內(nèi)壓力曲線,反拖時(shí)缸內(nèi)沒有燃燒過程,壓縮上止點(diǎn)附近出現(xiàn)的振動(dòng)信號主要由活塞敲擊引起。將反拖時(shí)的缸內(nèi)壓力導(dǎo)入Power Unit模塊,通過Piston &Rings模塊獲得活塞敲擊力,將缸套縮減的節(jié)點(diǎn)位置作為活塞敲擊力的作用點(diǎn)位置,導(dǎo)入Power Unit模塊。將燃燒壓力、活塞敲擊力及飛輪的負(fù)載力矩等施加于模型,計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)表面振動(dòng)信號,結(jié)果如圖4(b)所示。實(shí)測機(jī)體振動(dòng)加速度幅值為44.03 m/s2,模型計(jì)算的振動(dòng)加速度幅值為41.38 m/s2,兩信號的幅值及持續(xù)時(shí)間相近,表明建立的模型可以滿足研究需要。

圖3 單缸機(jī)部件仿真模型示意圖

圖4 實(shí)測與仿真得到的機(jī)體表面振動(dòng)加速度信號數(shù)據(jù)

4 結(jié)果分析

4.1 多體動(dòng)力學(xué)仿真模型建立

由上可知,活塞二次運(yùn)動(dòng)包括沿缸套徑向的平動(dòng)和繞銷軸的轉(zhuǎn)動(dòng),為了對2種運(yùn)動(dòng)進(jìn)行定量分析,分別采用徑向位移、速度及加速度對平動(dòng)進(jìn)行表征;采用擺動(dòng)角度、角速度和角加速度對轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)行表征。活塞在缸內(nèi)的徑向運(yùn)動(dòng)特性如圖5所示。由圖可知,活塞在上、下止點(diǎn)附近都出現(xiàn)換向。在壓縮上止點(diǎn)附近,活塞的徑向位移、徑向運(yùn)動(dòng)速度以及徑向運(yùn)動(dòng)加速度達(dá)到最大值,對應(yīng)活塞二次運(yùn)動(dòng)最激烈的時(shí)刻。這是因?yàn)樵摃r(shí)刻缸內(nèi)燃燒壓力較大,活塞受到較大側(cè)向力的作用,導(dǎo)致徑向運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的活塞敲擊作用最為明顯。

活塞受到的燃燒壓力和慣性力是造成活塞繞活塞銷軸擺動(dòng)的主要因素,活塞的擺動(dòng)角度曲線如圖6(a),活塞在每個(gè)上、下止點(diǎn)處都發(fā)生反向的擺動(dòng)。在壓縮上止點(diǎn)附近活塞繞銷軸的擺動(dòng)角度、擺動(dòng)角速度和擺動(dòng)角加速度都為整個(gè)循環(huán)中的最大值,這是由于在壓縮上止點(diǎn)附近,缸內(nèi)的燃燒過程使得壓力升高率迅速增大,活塞所受側(cè)向力增大,導(dǎo)致活塞繞銷軸快速擺動(dòng),并與缸套發(fā)生碰撞,產(chǎn)生的活塞敲擊在整個(gè)循環(huán)中最為明顯。

圖5 活塞繞銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的徑向運(yùn)動(dòng)特性曲線

圖6 活塞繞銷軸擺動(dòng)特性曲線

4.2 活塞敲擊力影響因素研究

圖7顯示了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 400 r/min,扭矩50 N·m時(shí),缸套主、副推力面上5個(gè)節(jié)點(diǎn)的活塞敲擊力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律,5個(gè)節(jié)點(diǎn)位置按節(jié)點(diǎn)序號分別為距離缸套頂部130、100、70、40、10 mm處,將缸套主推力面到副推力面的方向定義為活塞敲擊力的正向。圖7(a)為缸套主推力面上5個(gè)節(jié)點(diǎn)一個(gè)循環(huán)內(nèi)的活塞敲擊力曲線。由于缸內(nèi)燃燒壓力的作用,最大活塞敲擊力出現(xiàn)在最靠近上止點(diǎn)的節(jié)點(diǎn)5,約為1 390 N;其他節(jié)點(diǎn)的活塞敲擊力均小于節(jié)點(diǎn)5。圖7(b)為副推力面上5個(gè)節(jié)點(diǎn)一個(gè)循環(huán)內(nèi)的活塞敲擊力曲線,最大活塞敲擊力同樣出現(xiàn)在壓縮上止點(diǎn)附近,但該敲擊力明顯低于主推力面的最大活塞敲擊力。

通過上述活塞敲擊力仿真結(jié)果可知,壓縮上止點(diǎn)附近活塞換向產(chǎn)生最大敲擊力,在選定的10個(gè)節(jié)點(diǎn)中,位于主推力面的節(jié)點(diǎn)5產(chǎn)生了最大敲擊力,后續(xù)對活塞敲擊力的分析主要關(guān)注該節(jié)點(diǎn)的仿真計(jì)算結(jié)果。發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、扭矩和配缸間隙均影響活塞敲擊過程,為此對上述因素的影響規(guī)律進(jìn)行分析。

圖7 主、副推力面的活塞敲擊力曲線

4.2.1轉(zhuǎn)速對活塞敲擊狀況的影響

將活塞-缸套配缸間隙設(shè)置為正常值,分析了發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩為30 N·m,1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共計(jì)5種不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)的活塞敲擊數(shù)據(jù),研究了轉(zhuǎn)速對活塞敲擊時(shí)刻及敲擊力的影響。圖8(a)為5種轉(zhuǎn)速下,壓縮上止點(diǎn)后30°CA曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)的活塞敲擊力曲線,由圖可知,隨轉(zhuǎn)速增加活塞敲擊力明顯增大,最大活塞敲擊力出現(xiàn)時(shí)刻推遲,從1 200 r/min的10°CA逐漸推遲至2 000 r/min的14°CA。由圖8(b)可知,在不同轉(zhuǎn)速時(shí),最大敲擊力分別為737、971、1 321、1 597、1 863 N?；钊脫袅﹄S轉(zhuǎn)速增加的原因是活塞的慣性力與曲軸轉(zhuǎn)速正相關(guān)。當(dāng)轉(zhuǎn)速升高時(shí),活塞的慣性力增加,使得活塞換向時(shí)的敲擊動(dòng)能增大,從而導(dǎo)致活塞敲擊力呈上升的趨勢。

4.2.2扭矩對活塞敲擊狀況的影響

分析了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 400 r/min,10、30、50、70 N·m共計(jì)4種不同扭矩下的活塞敲擊數(shù)據(jù),研究了扭矩對活塞敲擊時(shí)刻及敲擊力的影響。圖9(a)為4種扭矩下,壓縮上止點(diǎn)后30°CA曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)的活塞敲擊力曲線。由圖可知,隨扭矩增大活塞敲擊力明顯增大,最大活塞敲擊力出現(xiàn)時(shí)刻略有提前。

圖8 轉(zhuǎn)速對活塞敲擊時(shí)刻及敲擊力的影響曲線

圖9 扭矩對活塞敲擊時(shí)刻及敲擊力的影響曲線

由圖9(b)可知,在不同扭矩時(shí),其最大敲擊力分別為902、1 321、1 560、1 863 N,活塞敲擊力隨扭矩增加的原因是活塞的側(cè)向力受燃燒壓力的影響,當(dāng)扭矩增大時(shí),燃燒壓力增大,活塞受到的側(cè)向力增加,使得活塞換向時(shí)的敲擊動(dòng)能增大,從而導(dǎo)致活塞敲擊力呈上升的趨勢。

4.2.3配缸間隙對活塞敲擊狀況的影響

活塞-缸套配缸間隙對發(fā)動(dòng)機(jī)性能有重要影響,間隙過大時(shí)活塞二次運(yùn)動(dòng)更為明顯,活塞敲擊能量增加;間隙過小容易導(dǎo)致活塞刮傷缸套表面、在缸套中卡死及摩擦損失加大等問題。對不同配缸間隙下的活塞敲擊狀況進(jìn)行分析,在發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩為30 N·m時(shí),分析了1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共計(jì)5種不同轉(zhuǎn)速下的活塞敲擊力隨配缸間隙的變化規(guī)律。研究用發(fā)動(dòng)機(jī)正常狀態(tài)下的活塞-缸套配缸間隙為0.08 mm,在上述5種轉(zhuǎn)速下,對比了配缸間隙由0.08 mm增加到 0.16 mm時(shí)最大活塞敲擊力的變化規(guī)律,結(jié)果如圖10(a)所示。

圖10 配缸間隙對活塞敲擊時(shí)刻及敲擊力的影響曲線

由圖10可知,在相同轉(zhuǎn)速下,活塞敲擊力隨著配缸間隙增大呈增加的趨勢,且配缸間隙越大,活塞敲擊力增大越明顯。這是因?yàn)樵谙嗤r下,隨著配缸間隙增加,活塞橫向位移增加,活塞敲擊速度增大,導(dǎo)致活塞敲擊力隨配缸間隙的增加呈增大的趨勢。在相同配缸間隙狀態(tài)下,隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速升高,由于活塞受到的慣性力增加,使得活塞敲擊力增大。

在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 400 r/min時(shí),分析了10、30、50、70 N·m共計(jì)4種不同扭矩下的活塞敲擊力隨配缸間隙的變化規(guī)律。圖10(b)為4種扭矩下配缸間隙由0.08 mm增大到0.16 mm時(shí)最大活塞敲擊變化趨勢對比。由圖可知,在相同扭矩下,隨著配缸間隙增大,活塞敲擊力增大,且配缸間隙越大,活塞敲擊力增大越明顯,這是因?yàn)樵谙嗤r下,隨著配缸間隙增加,活塞二次運(yùn)動(dòng)加劇,活塞敲擊能量增大。在相同配缸間隙下,隨著發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩增大,活塞受到更大側(cè)向力的作用,導(dǎo)致活塞敲擊力呈增大的趨勢。

5 結(jié)論

1) 壓縮上止點(diǎn)附近,由于燃燒過程的影響,活塞二次運(yùn)動(dòng)最為明顯,對應(yīng)的活塞徑向運(yùn)動(dòng)及擺動(dòng)表征參數(shù)出現(xiàn)極值;缸套主推力面靠近壓縮上止點(diǎn)附近的節(jié)點(diǎn)具有最大的活塞敲擊力。

2) 隨著轉(zhuǎn)速的增加,由于活塞慣性力增大,活塞敲擊力增加,出現(xiàn)最大活塞敲擊力的時(shí)刻推遲;隨著轉(zhuǎn)矩的增加,由于燃燒壓力增大,活塞所受的側(cè)向力增加,活塞敲擊力呈增加的趨勢。

3) 隨配缸間隙的增加,活塞所受的側(cè)向力增大,活塞二次運(yùn)動(dòng)加劇,活塞敲擊速度增加,活塞敲擊力呈增加的趨勢。