基于摩擦磨損的柴油機活塞裙部型面設計

陳麗，李劍光，趙文斌 ，熊培友 ，辛峻峰

(1.青島科技大學 機電工程學院，山東 青島 266061；2.濱州渤?；钊邢薰?，山東 濱州 256600)

活塞在工作狀態(tài)下受熱負荷和機械負荷作用發(fā)生變形時，活塞裙部不但控制著活塞的穩(wěn)定性、噪聲及機油耗，而且對活塞的疲勞壽命、摩擦磨損也有重要的影響，這就要求活塞裙部型面必須適應活塞工作狀態(tài)下的形狀變化[1-6]。理想狀態(tài)是活塞在各種溫度情況下都能保持盡可能小的運轉(zhuǎn)間隙，以使活塞與氣缸壁保持良好貼合，同時保證接觸表面有理想的潤滑條件，保證流體動力潤滑時的最小油膜厚度，起穩(wěn)定導向作用，改善活塞的工作條件。但如果裙部外圓型面設計不合理，就會造成活塞與氣缸之間潤滑狀態(tài)惡化，出現(xiàn)拉缸、敲缸、磨損等現(xiàn)象，嚴重時則會影響發(fā)動機工作性能。因此研究裙部型面設計十分有意義[7-15]。

本研究對某國Ⅵ柴油機活塞裙部型面的設計方法進行了研究，并通過有限元分析和動力學仿真計算，獲得最佳設計方案。在發(fā)動機1 000 h耐久試驗后拆機檢測，驗證了型面設計的先進性。

1 裙部外圓型面設計理論

外圓型面設計包括縱向型線、橫向截面以及縱向變橢圓的設計。據(jù)超越函數(shù)理論，活塞在熱膨脹后縱向型線為中凸的桶形曲線，并在裙部表面與缸套之間形成楔形油隙，活塞高速運動產(chǎn)生流體動力效應，使壁面間油壓升高，并使兩壁面被油膜分開，實現(xiàn)流體動力潤滑效果，從而降低摩擦損失。由流體動力潤滑理論可知，內(nèi)燃機活塞裙部與氣缸壁之間的潤滑可用方程(1)的流體動力潤滑雷諾方程來表示。

(1)

1.1 縱向型線設計

工作狀態(tài)下，裙部直徑最大點的位置接近于活塞銷孔中心，有利于潤滑油膜的壓力分布?；钊v向型線依據(jù)超越函數(shù)理論可設計為中凸型線，如圖1所示，可用兩種形式表示。

圖1 超越函數(shù)曲線

1) 活塞在工作溫度下成正圓柱，中凸型線呈現(xiàn)超越函數(shù)：

Rz=R0+Δ0(1-e-MZ)。

(2)

式中：Rz為活塞裙部上端半徑；M為材料物理性能系數(shù)。

2) 按流體動力潤滑的概念，設計成中凸鼓形，在高溫工況下適應活塞與缸壁的貼合。

Rz=R1-d|z-z1|n。

(3)

式中：R1為裙部最大直徑；d，n按同類活塞的理想類型選取。

在工程實際中，通常將活塞裙部縱向型線從最大直徑DN處分為上、下兩段裙長，并采用冪函數(shù)分別擬合為中凸型型線(見圖2)。其中， DN以下距離裙部底端高度為L1， DN以上距離油環(huán)槽下側(cè)面高度為L2，拐點距裙部底端的高度為L3，總?cè)归L為LS。

圖2 裙部中凸型線

L1段型線擬合方程：

y1=a1·xk1。

(4)

L2段型線擬合方程可采用單項冪函數(shù)或疊加冪函數(shù)來擬合。

單項冪函數(shù)：

y2=a2·xk2；

(5)

疊加冪函數(shù)：

y2=a2·xk2+a3·(x0-x1)k3。

(6)

式中：y1，y2為相對于大點DN的徑向縮減量；x為相對于大點的縱向距離；x0為相對于裙部底端的高度；x1為拐點L3位置高度，一般可以通過拐點高度與總?cè)归L比值L3/LS=0.55～0.85來確定；通常情況下，k1取值為2～5，k2取值為1.5～3.5，k3取值為2.5～4。

1.2 橫向截面橢圓及縱向變橢圓設計

活塞裙部橢圓度與發(fā)動機缸徑、側(cè)推力、強化程度、活塞材料(彈性模量E)和裙部壁厚等有關。裙部橢圓的設置可使側(cè)向載荷沿裙部周向分布，避免因局部接觸壓力過高而導致的刮傷及咬合。通過合理的橢圓設計，將活塞橫向設計成均壓橫向型線，可使側(cè)壓力均勻分布。

1.2.1橫向截面橢圓

裙部橢圓一般為標準橢圓或者修正橢圓(見圖3)。

標準橢圓：

(7)

修正橢圓：

(8)

式中：ΔR為半徑收縮量；G為橢圓度(橢圓長軸處直徑—橢圓短軸處直徑)；β為修正系數(shù)，對于柴油機而言，裙部橢圓通常采用負修正，β值通常取-0.1；α為ΔR所在位置與長軸夾角。

圖3 裙部橫向橢圓示意

1.2.2縱向變橢圓

由于活塞裙部縱向不同高度上溫度和剛度都有所不同，因此采用縱向變橢圓設計，縱向裙部高度h方向線性變橢圓，橢圓度G為

G=a-b·h。

(9)

式中：G為縱向橢圓度；h為裙部高度；a，b為系數(shù)，通常情況下，a取0.3～0.8，b取0.001 5～0.003。

2 型面設計方案及評價標準

本研究所用國Ⅵ柴油機活塞總高為76.5 mm，冷態(tài)名義間隙為0.085 mm，裙部高度為51 mm。由于在氣缸中運行時活塞裙部上部的溫度要高于裙部下部的溫度，相應地熱膨脹變形也更大，因此，活塞下裙長縱向型線采用單項冪函數(shù)曲線，k1取2.6，上裙長分別采用單項冪函數(shù)和疊加冪函數(shù)兩種設計方案，k2和k3分別取值2.8和1.8，根據(jù)縱向型線單項冪函數(shù)和疊加冪函數(shù)擬合方程計算得到的兩種方案活塞裙部縱向高度上直徑縮減量見表1。

圖4示出兩種方案裙部縱向型線，可見裙部上部縮減量明顯大于裙部下部縮減量，這主要是為了能適應裙部上部較大的熱膨脹變形量。

表1 裙部縱向高度直徑減量

圖4 國Ⅵ柴油機活塞裙部型線擬合曲線

結合活塞橫向和縱向變橢圓設計理論，該國Ⅵ柴油機活塞裙部橫向橢圓在0°～40°圓周角內(nèi)采用標準橢圓，在40°～90°圓周角內(nèi)采用修正橢圓，修正系數(shù)β為-0.1。其他圓周角內(nèi)對稱(見圖5)。

圖5 裙部橫向橢圓

縱向采用變橢圓度設計，a取值0.5，b取值為0.002 8。根據(jù)橢圓方程計算得到活塞不同縱向高度上1/4橫向橢圓半徑收縮量(見表2)。

活塞裙部型面設計完成后需要通過有限元和動力學分析對其性能進行仿真計算，主要通過裙部磨損載荷、摩擦損失、接觸壓力及敲擊動能計算結果來對型面設計方案進行評價。其中裙部最大接觸壓力要求小于35 MPa，且壓力分布要盡可能均勻；而磨損載荷、摩擦功損失和敲擊動能則要求越小越好。另外，還需要通過發(fā)動機臺架試驗對裙部磨損進行重點考核，試驗后通過宏觀觀察，裙部石墨涂層應保存完整，且不能出現(xiàn)明顯的磨損痕跡。

表2 不同縱向高度下1/4橫向橢圓半徑收縮量

3 有限元分析

3.1 有限元模型

該國Ⅵ發(fā)動機主要性能參數(shù)見表3。

表3 發(fā)動機主要性能參數(shù)

為真實反映活塞工作狀況以及裙部中凸橢圓型面，根據(jù)裙部縱向型線及橫向橢圓數(shù)據(jù)，利用軟件建立了包含裙部中凸桶面型線和復合修正橢圓的活塞精確三維幾何模型(見圖6)。

考慮到活塞對稱性，取活塞、活塞銷和連桿小頭的1/2模型為有限元分析模型。計算采用Ansys自帶網(wǎng)格劃分技術。為更好呈現(xiàn)數(shù)據(jù)變化規(guī)律并縮短計算周期，在溫度梯度較大的部位采用較密集的網(wǎng)格，在溫度梯度較小的部位采用相對稀疏的網(wǎng)格(見圖7)。

圖6 活塞三維幾何模型 圖7 活塞組件網(wǎng)格模型

3.2 邊界條件與求解

為了較為準確地模擬計算出活塞實際承受的負荷情況，必須同時考慮活塞熱負荷和機械負荷的共同作用。假定活塞工作時處于穩(wěn)定工況狀態(tài)，確定活塞各區(qū)域的換熱系數(shù)，求解活塞穩(wěn)態(tài)溫度場的邊界條件并進行加載。缸內(nèi)燃氣壓力在活塞第一道環(huán)槽以上部位可認為是均勻分布，且數(shù)值上等于燃氣壓力。

根據(jù)生成的網(wǎng)格模型，所選數(shù)值算法及邊界條件等進行迭代求解，在計算的同時顯示殘差曲線圖用于跟蹤計算結果，得到活塞裙部接觸壓力和熱變形結果。

3.3 熱變形計算結果與分析

由于發(fā)動機在穩(wěn)定工作時，活塞的熱量交換已經(jīng)達到平衡，采用第三類邊界條件作為載荷邊界條件進行加載，通過有限元計算得到的活塞溫度場分布及裙部熱變形量結果見圖8和圖9。

圖8 活塞溫度場分布

圖9 活塞裙部熱變形量

由計算結果可知，活塞的最高溫度出現(xiàn)在燃燒室喉口部位，最高溫度到達311.179 ℃，一環(huán)槽溫度約為213 ℃，裙部上部約為155 ℃，活塞最低溫度為128 ℃。裙部上部熱變形量為0.245 mm，下部為0.218 mm，且上部變化梯度較大。

3.4 裙部接觸壓力計算結果與分析

側(cè)向力造成活塞裙部與缸套之間的接觸，引起接觸壓力，最大側(cè)向力工況時活塞裙部的接觸壓力分布見圖10。

從接觸壓力計算結果來看，方案1活塞裙部最大接觸壓力為12.63 MPa，出現(xiàn)在活塞裙部中上部，接觸面積較小，且壓力分布較集中，易造成活塞與氣缸之間潤滑狀態(tài)惡化，出現(xiàn)磨損、拉缸等現(xiàn)象。方案2裙部接觸壓力相對于方案1有所減小，其值為9.93 MPa，且接觸壓力分布較為均勻，可改善裙部接觸及潤滑狀況。

4 動力學分析

4.1 活塞裙部側(cè)向力

裙部側(cè)向力對活塞與缸套間形成良好的液體動力潤滑有重要影響。兩種方案活塞裙部側(cè)向力見圖11。

圖11 裙部側(cè)向力

由計算結果可以看出，方案1活塞裙部最大側(cè)向力為17 588 N，發(fā)生在燃燒上止點后約25°曲軸轉(zhuǎn)角；方案2活塞裙部最大側(cè)向力為16 913 N，發(fā)生在燃燒上止點后約26°曲軸轉(zhuǎn)角。優(yōu)化后的方案2裙部側(cè)向力減小，有利于形成良好的潤滑油膜。

4.2 活塞敲擊動能

活塞二階運動敲擊能量是活塞橫向運動動能和轉(zhuǎn)動動能的綜合體現(xiàn)，反映了活塞與缸套間的敲擊狀況，是用來評估發(fā)動機噪聲及缸套穴蝕的重要參數(shù)。圖12示出了兩種方案活塞的敲擊動能?；钊麑Ω滋椎那脫裟芰康姆逯导把h(huán)內(nèi)的總能量越小越好。方案1活塞敲擊動能為0.138 N·mm，方案2活塞敲擊動能為0.084 N·mm，顯然，方案1較方案2活塞敲擊能量增大十分明顯，不利于降低活塞敲擊噪聲。

圖12 活塞敲擊動能

4.3 活塞裙部摩擦損失

活塞裙部冷態(tài)型面的改變會影響活塞在氣缸中運行時熱態(tài)間隙，從而改變活塞裙部與氣缸之間的潤滑狀況，進而會對裙部的摩擦損失產(chǎn)生一定的影響。圖13示出兩種方案活塞裙部在一個循環(huán)中瞬時摩擦損失計算結果，在做功沖程中摩擦功損失明顯大于其他沖程，且方案1的累積摩擦損失為0.824 kW，方案2相對于方案1摩擦損失有所降低，其值為0.629 kW ，降低了約22.45%，對降低柴油機整機摩擦功損失有一定的效果。

圖13 活塞裙部磨損載荷

4.4 活塞裙部磨損

在活塞材料已經(jīng)確定的情況下，活塞裙部某部位的磨損量與該部位的磨損載荷呈正比例關系，因此，可以用磨損載荷來衡量活塞裙部某部位的磨損程度。磨損載荷除了受接觸壓力影響之外，還與活塞在缸套中的運行速度有關，可以使用接觸壓力與活塞某點的移動速度Vpist的乘積來表示，即

W=PcVpist。

(10)

式中：W為瞬時磨損載荷；Pc為裙部某點的接觸壓力；Vpist為裙部某點的速度。

由于活塞裙部的磨損行為最終體現(xiàn)的是一個循環(huán)累積的過程，因此，本研究的活塞裙部磨損載荷是裙部表面某點在每個曲軸轉(zhuǎn)角下瞬態(tài)磨損載荷的循環(huán)累積值，其計算公式為

(11)

圖14示出活塞裙部循環(huán)累積磨損載荷計算結果。方案1活塞裙部磨損載荷為9.78 MW/m2，而方案2活塞裙部磨損載荷明顯減小，其值為5.15 MW/m2，相比方案1降低了約47.3%，活塞裙部接觸及磨損改善效果十分明顯。

圖14 活塞裙部磨損載荷

5 試驗驗證

將兩種方案活塞在同一臺發(fā)動機中進行1 000 h耐久試驗，發(fā)動機運行過程中未見明顯異常，拆機后兩種方案活塞裙部宏觀磨合情況見圖15。

圖15 試驗后活塞裙部宏觀磨損情況

顯然，試驗后方案1活塞裙部主推力側(cè)中上部磨損較明顯。而方案2裙部貼合較好，石墨涂層保存較完整，且未見磨損痕跡，充分驗證了有限元和活塞動力學仿真分析與試驗能較好的吻合，同時也驗證了裙部型面設計的先進性。

6 結束語

疊加冪函數(shù)縱向型線和修正變橢圓的活塞裙部外圓型面使活塞的裙部磨損載荷降低了約47.3%，裙部摩擦損失降低了約22.45%，對優(yōu)化裙部磨損效果十分明顯。且裙部接觸壓力、側(cè)向力及敲擊動能也有所降低，可有效改善裙部接觸及潤滑，降低發(fā)動機噪聲。有限元和活塞動力學仿真分析與試驗能夠較好的吻合。因此，合理運用仿真分析手段，可有效提高設計效率，從而降低試驗成本。