柴油機活塞不同工況下溫度場與應(yīng)力場有限元分析

楊永春，楊婷，石代龍，白書戰(zhàn)，王桂華

( 山東大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，山東 濟南 250061)

活塞是發(fā)動機的核心零部件之一，不僅僅要承受交變載荷的作用還要承受高溫燃氣對其的作用，其中高溫燃氣使活塞頂部甚至是整個活塞都處于高溫狀態(tài)，因其溫度梯度分布而使活塞內(nèi)部產(chǎn)生熱應(yīng)力以及熱變形[1]。高強度的往復(fù)式運動產(chǎn)生的慣性力以及高溫高壓燃氣的周期性載荷作用使活塞產(chǎn)生機械應(yīng)力和機械變形[2]，又因為活塞的冷卻比較困難使其工作環(huán)境顯得非常惡劣，在對以往的發(fā)動機零部件損傷調(diào)查中，發(fā)動機零部件失效中占有很大比例的就是活塞損傷失效，因此，對于活塞進行相關(guān)的熱傳導(dǎo)分析和強度分析具有十分重要的意義[3]。

本研究中利用ABAQUS有限元分析軟件對某型柴油機活塞的額定工況，超負荷工況，大扭矩工況3種工況進行熱力學(xué)與機械力學(xué)的耦合分析，獲得活塞的溫度場分布情況，應(yīng)力場情況以及變形情況等，通過對所有情況的分析對活塞材料的合理選取及配合間隙的確定等提供了相當(dāng)充分的理論依據(jù)。

1 模型建立及網(wǎng)格劃分

本文中所研究的活塞為鋼頂和鋁裙的組合式活塞，由頂部和裙部兩部分組成；其頂部的材料選取為優(yōu)質(zhì)合金鋼42CrMoA，裙部的材料選取為硅鋁合金ZL109。在Creo軟件中，對發(fā)動機活塞各部件建模并進行裝配，活塞模型如圖1所示。

對模型所計算區(qū)域即活塞和活塞銷進行網(wǎng)格劃分，利用Hypermesh軟件進行處理，并對活塞模型局部區(qū)域進行網(wǎng)格加密，把體網(wǎng)格全部設(shè)置為二階網(wǎng)格可以得到較為精確的計算結(jié)果，網(wǎng)格單元類型選擇DC3D10，最后通過處理所生成的網(wǎng)格模型見圖2。

2 活塞材料計算參數(shù)

為了保證活塞的可靠性和使用壽命，活塞各部件按照實際的材料參數(shù)進行設(shè)定，各材料的詳細參數(shù)見表1[4-5]。

a)外觀圖 b)剖開圖 圖1 活塞的實體模型 圖2 活塞的網(wǎng)格模型

零件材料彈性模量/GPa熱導(dǎo)率/(W·(m·K)-1)泊松比密度/(103 kg·m-3)活塞頭部40CrMoA210440.287.85活塞裙部ZL109791380.342.68活塞銷20CrMnTi212440.277.86螺栓18Cr2Ni4WA212440.287.91螺母40CrMoA210440.287.85

3 施加載荷及邊界條件

圖3 活塞頂部表面溫度和換熱系數(shù)投影

活塞強度計算機評估主要包含有3種運行工況：額定工況、超負荷工況以及大扭矩工況。

選取額定工況的缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力為 15 MPa、轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，超負荷工況的最大爆發(fā)壓力為16 MPa、轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，大扭矩工況的最大爆發(fā)壓力為16 MPa、轉(zhuǎn)速為1 000 r/min進行仿真模擬計算。并采用AVL-BOOST 軟件搭建一維熱力學(xué)仿真模型對進氣道和進氣歧管和排氣管以及缸內(nèi)工作過程進行模擬，用來得到缸內(nèi)燃氣溫度和換熱系數(shù),然后依據(jù)經(jīng)驗公式通過Hypermash軟件對活塞頂部單獨的每一個網(wǎng)格進行計算投影，得到每一個網(wǎng)格的表面溫度和換熱系數(shù)，如圖3。對于活塞其他部位如火力岸，環(huán)岸、冷卻油腔、活塞裙等換熱系數(shù)按照經(jīng)驗或半經(jīng)驗公式取得，詳細數(shù)據(jù)如表2所示。

本文中分析的活塞耦合應(yīng)力是在熱負荷與機械負荷共同作用下產(chǎn)生的，其中因熱負荷產(chǎn)生的熱應(yīng)力是因為活塞溫度場梯度使活塞表面承受比較大的熱沖擊，熱沖擊將在溫度波動較大的地方產(chǎn)生頻率較高的熱應(yīng)力。柴油機中作用在活塞上產(chǎn)生機械應(yīng)力的機械力邊界條件有燃氣的爆發(fā)壓力、活塞往復(fù)的慣性力及摩擦力，銷座孔內(nèi)表面的支反力和氣缸壁對裙部的側(cè)壓力。對柴油機活塞的工作過程以及受力分析得知，燃氣爆發(fā)壓力在峰值且在轉(zhuǎn)速穩(wěn)定的情況就是活塞承受機械應(yīng)力和變形最嚴(yán)重且最易出問題的時刻，此刻活塞的強度問題就顯得很突出，所以機械負荷的選取就應(yīng)該選在燃氣爆發(fā)壓力最大的工況。

表2 活塞的邊界條件

圖4 活塞壓力負荷分布

燃氣爆發(fā)壓力對活塞的作用力的施加分布方式一般按圖4所示，頂部和環(huán)岸區(qū)域的爆發(fā)壓力全部都按均勻分布來處理，經(jīng)過活塞環(huán)后氣體爆發(fā)壓力會逐步衰減。所以第1環(huán)槽槽底和活塞環(huán)下側(cè)施加爆發(fā)壓力的75%，第1環(huán)岸和第2環(huán)槽上下表面施加爆發(fā)壓力的25%，第2環(huán)槽槽底施加20%的氣體殘壓，第2環(huán)槽以下的氣體爆發(fā)壓力因壓力衰減已變得很小，所以在加載的過程中予以忽略不計。

4 活塞計算分析

4.1 活塞溫度場分析

利用ABAQUS有限元分析得到的活塞溫度場如圖5～7所示(圖中溫度單位為K)。

圖5 額定工況活塞溫度場云圖 圖6 超負荷工況活塞溫度場云圖 圖7 大扭矩工況活塞溫度場云圖

表3 溫度場的分布K

從圖中可看出，活塞最高溫度為656 K(383 ℃)，活塞的高溫區(qū)域主要集中分布在燃燒室喉口附近以及活塞頭部，從活塞頭部到裙部下緣的溫度分布趨勢是逐漸降低，這與活塞在實際工作情況下的溫度分布規(guī)律是很符合的?；钊庋赝古_附近溫度也不算太高，該部分底部與內(nèi)冷油腔相連，使得這部分能得到較好的冷卻，所有該部分溫度并不高。如表3所示，活塞喉口溫度，第1環(huán)槽溫度在工作要求范圍之內(nèi)。裙部溫度梯度變化較小，不至于產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力，所以活塞裙部因熱應(yīng)力的影響產(chǎn)生的變形也比較小。

4.2 活塞耦合應(yīng)力分析

經(jīng)ABAQUS計算活塞在熱負荷與機械負荷共同作用下的耦合應(yīng)力。應(yīng)力應(yīng)變分析如圖8～10所示(圖中應(yīng)力單位為MPa)。

a) 活塞頭部耦合應(yīng)力場 b) 活塞裙部耦合應(yīng)力場圖8 活塞額定工況耦合應(yīng)力場云圖

a) 活塞頭部耦合應(yīng)力場 b)活塞裙部耦合應(yīng)力場圖9 活塞超負荷工況耦合應(yīng)力場云圖

a)活塞頭部耦合應(yīng)力場 b)活塞裙部耦合應(yīng)力場圖10 活塞大扭矩工況耦合應(yīng)力場云圖

從耦合應(yīng)力場云圖可以看出，應(yīng)力分布的情況基本上是按照活塞中心線呈對稱分布的，額定工況下活塞頭部的最大應(yīng)力為421 MPa左右，因為螺栓和螺栓孔的剛性連接，該處網(wǎng)格出現(xiàn)應(yīng)力集中使最大應(yīng)力位置出現(xiàn)在螺栓孔邊緣區(qū)域，而且螺栓孔位置的倒角等在模型處理的時候被簡化，所以計算數(shù)值比實際應(yīng)力要大?；钊^部與裙部的接觸面的較大應(yīng)力值為271 MPa左右，該處應(yīng)力值也相對較大主要還是受螺栓剛性連接的影響，活塞在實際設(shè)計過程中也應(yīng)該對這些部位進行著重考慮，以避免應(yīng)力集中使該處應(yīng)力值過大造成活塞損壞失效，環(huán)槽處、冷卻油腔處均未出現(xiàn)過高的應(yīng)力值，說明該活塞在實際工作過程中具有足夠的穩(wěn)定性和可靠性。超負荷工況下活塞頭部的最大應(yīng)力為423.65 MPa左右，活塞頭部與裙部的接觸面的較大應(yīng)力值為289.5 MPa左右，大扭矩工況下活塞頭部的最大應(yīng)力為423.56 MPa左右，活塞頭部與裙部的接觸面的大應(yīng)力值為289.44 MPa左右。

4.3 活塞變形分析

活塞頭部和裙部在熱機耦合應(yīng)力作用下的應(yīng)力變形分析，如圖11～13所示為放大200倍的變形結(jié)果圖(圖中變形量單位為mm)。

由圖可知，額定工況時活塞頭部的最大變形量為 0.19 mm左右，活塞裙部下緣最大變形達到 0.167 mm左右，第1環(huán)槽在活塞軸向的變形量最大為0.166 mm左右。超負荷工況時活塞頂部塞頭部的最大變形量為 0.22 mm左右，活塞裙部下緣最大變形達到 0.165 mm左右，第1環(huán)槽在活塞軸向的變形量最大為0.17 mm左右。大扭矩工況時活塞頂部活塞頭部的最大變形量為 0.22 mm左右，活塞裙部下緣最大變形達到 0.166 mm左右，第1環(huán)槽在活塞軸向的變形量最大為0.166 mm左右。

從3種工況的活塞熱機耦合變形來看，活塞環(huán)岸區(qū)域和環(huán)槽區(qū)域的變形量范圍在 0.122～0.185 mm 之間，從上到下呈下降趨勢，主要是沿著活塞半徑方向的變形。變形主要是活塞頭部膨脹，在活塞排氣口一側(cè)邊緣，最大變形量為0.16～0.22 mm之間。

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖11 活塞額定工況熱機耦合變形圖

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖12 活塞超負荷工況熱機耦合變形圖

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖13 活塞大扭矩工況熱機耦合變形圖

4.4 活塞疲勞安全分析

本節(jié)中對活塞疲勞安全系數(shù)進行的分析是在耦合應(yīng)力計算結(jié)果的基礎(chǔ)上進行的進一步分析，通過對活塞疲勞安全系數(shù)結(jié)果的觀察對比，可以更直觀的分析活塞的安全性。采用交變應(yīng)力計算活塞安全系數(shù)是本次疲勞計算的主要方式，選擇耦合應(yīng)力作為交變應(yīng)力上限計算結(jié)果，選擇熱應(yīng)力作為交變應(yīng)力下限計算結(jié)果，活塞疲勞強度的主要影響因素主要包括材料的屈服強度、表面加工和尺寸結(jié)構(gòu)，利用FEMFAT軟件進行活塞疲勞分析?；钊踩禂?shù)計算結(jié)果如圖14～16所示。

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖14 額定工況活塞安全系數(shù)分布圖

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖15 超負荷工況活塞安全系數(shù)分布圖

a)活塞頭部 b)活塞裙部圖16 大扭矩工況活塞安全系數(shù)分布圖

計算結(jié)果中，額定工況在頂部和裙部接觸面的邊緣位置有活塞頭部最小安全系數(shù)為1.495，在活塞頭部與裙部接觸面的外緣和活塞銷孔位置有活塞裙部最小安全系數(shù)為1.287，活塞其他部位安全系數(shù)高于這兩處位置，因此活塞頂部和裙部接觸面的設(shè)計需要重點進行關(guān)注。

超負荷工況活塞頭部最小安全系數(shù)為1.493，活塞裙部最小安全系數(shù)為1.283，大扭矩工況活塞頭部最小安全系數(shù)為1.493，活塞裙部最小安全系數(shù)為1.283。

5 結(jié)論

通過對某6缸直列發(fā)動機活塞溫度場、應(yīng)力、應(yīng)變分析疲勞安全評價可以得到以下結(jié)論。

1)活塞溫度場的層次總體分布清晰，溫度沿頭部到裙部呈下降趨勢，燃燒室喉口位置附近是活塞溫度最高的區(qū)域，燃燒室底圈溫度與周面和中心凸臺溫度相比較低，因為燃燒室底部受燃油高速噴射冷卻；底圈與活塞內(nèi)腔傳熱路線短，回油孔可對內(nèi)腔周圍進行冷卻，中央?yún)s無法冷卻；燃燒室中心是氣流低速區(qū)，中心凸臺受到熱輻射很強，燃燒室周面是氣流高速區(qū)，受到強烈的擠流沖蝕。

2)活塞在這3種工況下出現(xiàn)的最大耦合應(yīng)力應(yīng)該是超負荷工況時，其活塞頭部的最大應(yīng)力為423.65 MPa，活塞頭部與裙部的接觸面也出現(xiàn)較大應(yīng)力值289.5 MPa，活塞銷座邊緣局部和活塞頭部裙部頂面接觸部分出現(xiàn)應(yīng)力集中，但未超過材料抗拉強度極限。

3)活塞最大變形量為0.22 mm左右出現(xiàn)在頭部，裙部下緣最大變形為0.167 mm左右，而活塞與缸套配合間隙設(shè)計值范圍為0.205～0.275 mm ，因此，不會出現(xiàn)拉缸和抱死現(xiàn)象。

4)對活塞進行了疲勞分析，活塞頭部最小安全系數(shù)為1.495，活塞頭部與裙部頂端接觸位置安全系數(shù)較低為1.2，可以根據(jù)計算結(jié)果對活塞頂裙接觸面進行優(yōu)化。