高強(qiáng)化柴油機(jī)活塞銷孔型線設(shè)計(jì)及試驗(yàn)研究

王亮，吳國(guó)棟，趙文斌，趙旭東，熊培友

(濱州渤?；钊邢薰荆綎| 濱州　256602)

引言

為了適應(yīng)不斷提高的發(fā)動(dòng)機(jī)排放及性能要求，柴油機(jī)活塞所需承受的最高爆發(fā)壓力已經(jīng)達(dá)到25 MPa以上，甚至有不斷提高的趨勢(shì)[1-4]。在高溫、高壓交變負(fù)荷的工作環(huán)境下，活塞銷孔作為承載最大機(jī)械應(yīng)力的關(guān)鍵部位將面臨著更大的考驗(yàn)，不斷發(fā)生的高強(qiáng)化發(fā)動(dòng)機(jī)活塞銷孔疲勞開裂失效也印證了這一事實(shí)[5-7]。因此，必須采取相應(yīng)措施來提高活塞銷孔的承載能力。在提高活塞的材料性能受限的情況下，通過優(yōu)化活塞銷孔設(shè)計(jì)來改善銷孔的壓力分布成為提高活塞銷孔承載能力的最有效措施[8-14]。

通過有限元模擬分析，對(duì)比研究了不同活塞銷孔型線對(duì)銷孔接觸壓力的影響，并進(jìn)行了活塞銷孔液壓脈沖機(jī)械疲勞試驗(yàn)，驗(yàn)證了模擬分析結(jié)果的可信度，確定了活塞銷孔可承載的極限載荷范圍。該研究對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)活塞的銷孔設(shè)計(jì)、分析計(jì)算及試驗(yàn)方法等方面都有重要的現(xiàn)實(shí)意義。

1　活塞銷孔型線設(shè)計(jì)

圖1　銷孔型線示意圖

活塞在工作狀態(tài)時(shí)，熱負(fù)荷及機(jī)械負(fù)荷會(huì)使活塞銷孔發(fā)生變形，成為外側(cè)小、內(nèi)側(cè)大的圓錐梯形，而活塞銷也會(huì)因?yàn)閴毫Ξa(chǎn)生較大的彎曲變形。為了使在工作狀態(tài)下變形后的活塞銷和銷孔之間有合理的配合間隙，從而能夠有效地形成液體動(dòng)力油膜潤(rùn)滑，避免銷孔壓力過高而出現(xiàn)干摩擦現(xiàn)象導(dǎo)致磨損甚至開裂失效。高強(qiáng)化柴油機(jī)活塞一般不采用正圓柱型的銷孔結(jié)構(gòu)，通常將銷孔內(nèi)、外側(cè)設(shè)計(jì)為喇叭型結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

其中BC段為直線，此段銷孔為圓柱形，其直徑為銷孔名義直徑；AB段和CD段分別為不同系數(shù)的冪函數(shù)曲線，其曲線方程如分別如式(1)、(2)所示：

外側(cè)AB段：

y外=ax2,

(1)

內(nèi)側(cè)CD段：

y內(nèi)=bx2,

(2)

圖2　活塞銷孔型線

式中：a、b為系數(shù)，根據(jù)以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)及失效案例，此活塞磨損或開裂失效通常發(fā)生在銷孔外側(cè)，因此對(duì)銷孔外側(cè)型線進(jìn)行優(yōu)化，其優(yōu)化方案銷孔型線如圖2所示，銷孔內(nèi)側(cè)最大增量約為0.016 mm，初始方案V1外側(cè)最大增量約為0.014 mm，V2、V3最大增量則分別為0.018 mm、0.042 mm。

2　有限元模擬計(jì)算

利用UG軟件建立了精確的活塞、連桿小頭及活塞銷3D數(shù)字化模型，通過Ansys有限元分析軟件對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中將活塞銷孔網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化處理，并將活塞銷孔與活塞銷、連桿小頭與活塞銷之間定義接觸對(duì)，通過迭代計(jì)算得到活塞銷孔接觸壓力如圖3所示。

圖3　銷孔接觸壓力模擬計(jì)算結(jié)果

方案最大接觸壓力/MPa相對(duì)于V1變化率/%V1127．9—V2116．0-9V3103．3-19

由計(jì)算結(jié)果可知，三種型線設(shè)計(jì)方案的活塞銷孔最大接觸壓力都出現(xiàn)在銷孔外側(cè)上部，初始設(shè)計(jì)方案V1活塞銷孔最大接觸壓力為127.9 MPa，且壓力分布面積較小，易產(chǎn)生應(yīng)力集中，V2方案活塞銷孔最大接觸壓力有所降低，其值為116.0 MPa；而方案V3活塞銷孔最大接觸壓力為103.3 MPa，相對(duì)于V1降低了約19%，且接觸面積分布更均勻，表1所示為三種方案活塞銷孔最大接觸壓力值。

3　活塞銷孔液壓脈沖疲勞試驗(yàn)

3.1　試驗(yàn)裝置

目前，國(guó)內(nèi)外對(duì)活塞銷孔進(jìn)行非臺(tái)架機(jī)械疲勞試驗(yàn)主要采用液壓脈沖機(jī)械疲勞試驗(yàn)裝置。此試驗(yàn)裝置可通過模擬活塞在發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)爆發(fā)壓力狀態(tài)下循環(huán)施加載荷，以考核活塞銷孔的疲勞強(qiáng)度。

該試驗(yàn)裝置主要有能源動(dòng)力系統(tǒng)、計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)和試驗(yàn)主機(jī)三部分組成。其中，能源動(dòng)力系統(tǒng)可提供最大28 MPa 液壓壓力；計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)包括控制主程序、模擬及反饋控制單元等；試驗(yàn)主機(jī)主要由試驗(yàn)平臺(tái)上固定的單缸活塞運(yùn)動(dòng)副組成，其中缸套采用與缸套內(nèi)徑尺寸相同的特制高壓油缸代替，固定在試驗(yàn)平臺(tái)上，連桿采用與連桿小頭尺寸相同的工裝代替，活塞、活塞環(huán)活塞銷均采用發(fā)動(dòng)機(jī)正常使用的部件，如圖4所示。

圖4　銷孔疲勞試驗(yàn)裝置

3.2　工作原理

活塞銷孔疲勞試驗(yàn)機(jī)的工作原理如圖5所示，液壓泵站產(chǎn)生的高壓液壓油通過模擬控制單元所控制的電控伺服閥提供液壓動(dòng)力進(jìn)入到高壓油腔，計(jì)算機(jī)發(fā)出控制信號(hào)來驅(qū)動(dòng)電控伺服閥，電控伺服閥驅(qū)動(dòng)直線作動(dòng)器在電腦上輸出壓力的波形。

圖5　銷孔疲勞試驗(yàn)機(jī)工作原理

液壓伺服閥將輸入進(jìn)來的電流信號(hào)轉(zhuǎn)換為液壓輸出能，使工作腔內(nèi)的液壓油達(dá)到控制系統(tǒng)所需求的壓力；伺服控制器與放大器對(duì)系統(tǒng)輸入、輸出的信號(hào)進(jìn)行校正、比較與放大。通過壓力傳感器來測(cè)量活塞頂部和內(nèi)腔所受到的壓力大小，并將此結(jié)果反饋到控制器，控制器通過所反饋的壓力信號(hào)進(jìn)而控制流入到活塞頂部和內(nèi)腔的液壓油的流量，通過調(diào)節(jié)流量的大小來控制工作腔內(nèi)的壓力變化，從而實(shí)現(xiàn)了閉環(huán)的反饋控制。

3.3　試驗(yàn)方法

為了模擬活塞在氣缸中在實(shí)際工作循環(huán)中所受的燃?xì)鈮毫Γ瑢?duì)其頂面施加機(jī)械負(fù)荷p1；施加在活塞底部的壓力p2，可以模擬柴油機(jī)運(yùn)行過程中活塞受到的慣性力，壓力按照正弦波施加，如圖6所示。

活塞銷孔疲勞試驗(yàn)過程中，使用變載荷階梯試驗(yàn)法，研究活塞銷孔在滿足循環(huán)壽命要求的前提下所能承受的極限壓力載荷。發(fā)動(dòng)機(jī)最大爆發(fā)壓力p0為18 MPa，疲勞試驗(yàn)第一次加載載荷p1為p0的1.2倍，若在107次循環(huán)下發(fā)生失效，則采用低一級(jí)的載荷條件下進(jìn)行試驗(yàn)，否則在高一級(jí)的載荷條件下繼續(xù)進(jìn)行試驗(yàn)，如此反復(fù)進(jìn)行，試驗(yàn)參數(shù)如表2所示。

圖6　銷孔疲勞試驗(yàn)載荷相位示意圖

表2試驗(yàn)參數(shù)

參數(shù)數(shù)值活塞最大爆發(fā)壓力/MPa18頂部壓力/MPa22底部壓力/MPa1．8試驗(yàn)頻率/Hz15循環(huán)次數(shù)1×107

3.4　試驗(yàn)結(jié)果

圖7　V1和V3單次銷孔疲勞試驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)有限元模擬計(jì)算結(jié)果，V3方案相對(duì)V1活塞銷孔接觸壓力明顯降低，且接觸分布情況也有所改善，因此對(duì)初始方案V1和優(yōu)化方案V3進(jìn)行銷孔液壓脈沖疲勞試驗(yàn)，初次試驗(yàn)載荷為22 MPa，107次循環(huán)試驗(yàn)后活塞銷孔如圖7所示。

通過試驗(yàn)結(jié)果可見，在進(jìn)行第一次試驗(yàn)后V1方案活塞銷孔上部外側(cè)出現(xiàn)了明顯的磨損，而V3方案活塞銷孔接觸狀況良好，試驗(yàn)結(jié)果也很好的驗(yàn)證了有限元分析的可信度。因此，繼續(xù)對(duì)V3方案進(jìn)行銷孔液壓脈沖階梯載荷疲勞試驗(yàn)，對(duì)其疲勞強(qiáng)度及可承載的最大極限壓力載荷情況進(jìn)行考核。

圖8　銷孔階梯疲勞試驗(yàn)分布圖

對(duì)V3方案活塞進(jìn)行階梯載荷疲勞試驗(yàn)的結(jié)果分布如圖8所示。顯然，壓力為22 MPa的第一次試驗(yàn)T1和23 MPa時(shí)的3次試驗(yàn)均沒有發(fā)生失效；壓力為24 MPa時(shí)的4次試驗(yàn)中有兩次通過試驗(yàn)，兩次發(fā)生疲勞開裂失效，而在壓力為25 MPa時(shí)進(jìn)行的兩次試驗(yàn)均發(fā)生疲勞開裂失效。

根據(jù)液壓脈沖階梯疲勞試驗(yàn)結(jié)果分布，通過計(jì)算得到置信度在95%時(shí)，V3方案活塞在滿足循環(huán)壽命要求前提下所能承受的極限壓力載荷為24 MPa。

圖9所示為試驗(yàn)后活塞銷孔探傷結(jié)果，試驗(yàn)T3、T6、T8、T9均出現(xiàn)了疲勞裂紋。

圖9　疲勞試驗(yàn)后銷孔探傷圖

4　結(jié)論

1)合理的銷孔型線可以明顯減小銷孔的最大接觸壓力，改善壓力分布，有利于銷孔潤(rùn)滑油膜的形成，避免出現(xiàn)干摩擦現(xiàn)象。

2)V3方案活塞銷孔外側(cè)型線增量增大后，接觸壓力減小了約19%，對(duì)于改善活塞銷孔磨損效果明顯。

3)通過有限元模擬計(jì)算和活塞銷孔液壓脈沖疲勞試驗(yàn)等方法，可以快捷有效地校核活塞銷孔疲勞強(qiáng)度、確定活塞銷孔可以承受的極限載荷，節(jié)省了設(shè)計(jì)開發(fā)時(shí)間及成本。

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