不同內(nèi)徑活塞銷有限元對比分析

(濱州渤?；钊邢薰?，濱州 256602；山東省發(fā)動機活塞摩擦副重點實驗室，濱州 256602)

0 引言

隨著發(fā)動機向高功率、低油耗、低排放的方向發(fā)展，其爆發(fā)壓力也隨之提升。1961年，發(fā)動機爆發(fā)壓力只有11 MPa，2000年上升到18 MPa，而隨后幾年，爆發(fā)壓力加速上升，目前已經(jīng)達到25 MPa。這對活塞及活塞組件性能提出了更高的要求?；钊前l(fā)動機的心臟，而活塞銷作為活塞組件中動力傳輸樞紐，其強度和壽命對發(fā)動機的使用壽命有很大影響，因此對活塞銷的強度分析很重要。

目前關(guān)于活塞的強度、受力、變形等分析，學(xué)者已做了大量的研究[1-3]，但是單獨針對活塞銷的研究較少?；钊诠ぷ鲿r頂部承受的燃氣壓力通過活塞銷座傳給活塞銷。由于活塞受到周期性變化的燃氣壓力作用，因此活塞銷也是在交變應(yīng)力下工作的，故它的失效形式主要是彎曲疲勞破壞[4]?；钊N承受的載荷主要分布在活塞銷與活塞銷孔接觸的面上，這就要求活塞銷必須有足夠的承壓面積及強度。在材料已選定的情況下，活塞銷的尺寸設(shè)計，尤其是活塞銷內(nèi)徑尺寸是影響其強度的關(guān)鍵因素。從成本和輕量化角度考慮，活塞銷內(nèi)徑值越大，不僅可以節(jié)省材料，還可以減輕活塞組件的重量，但前提是必須保證活塞銷的強度。本文選取了為某款柴油機鋁活塞設(shè)計的3種不同內(nèi)徑的活塞銷方案，利用ANSYS有限元分析軟件及FE-SAFE疲勞分析軟件對3種不同方案進行分析，對比了3種方案中的活塞銷應(yīng)力、變形及疲勞系數(shù)，為活塞銷設(shè)計提供理論參考。

1 有限元分析邊界條件

1.1 活塞銷

活塞銷材料為20CrMo，3種方案活塞銷幾何尺寸：外徑都為36 mm，長度都為78 mm，方案1內(nèi)徑為17 mm，方案2內(nèi)徑為18 mm，方案3內(nèi)徑為19 mm?；钊N的主要受力來源于活塞頂部的燃氣壓力、活塞慣性力及活塞銷本身的慣性力。

1.2 發(fā)動機

選取發(fā)動機的額定工況作為分析工況。此款發(fā)動機為4缸直列式增壓中冷柴油機，缸徑為96 mm，行程113 mm，額定功率100 kW，額定轉(zhuǎn)速2 100 r/min，壓縮比17∶1，設(shè)計爆發(fā)壓力為18 MPa。

2 有限元模型

由于3種方案除了活塞銷內(nèi)徑不同其余完全相同，外觀上并無差別，所以本文僅列出1個有限元分析模型進行示意，如圖1所示。為了使模擬分析更接近實際工作狀態(tài)，將活塞、活塞銷和連桿一起建模進行分析。通常在建模過程中既要考慮到模型的準確性，又要便于網(wǎng)格劃分，所以需對有限元分析模型進行簡化處理，忽略某些小特征，并且連桿只選取了小頭和桿身加入到模型中。考慮到活塞組件整體結(jié)構(gòu)的對稱性，對稱軸兩側(cè)的受力和受熱狀態(tài)形式基本一致，為了提高計算速度，取活塞、活塞銷、連桿小頭的一半模型作為有限元分析模型。為便于分析計算，活塞及連桿采用四面體10節(jié)點單元進行網(wǎng)格劃分，活塞銷采用六面體20節(jié)點單元進行網(wǎng)格劃分。

圖1 有限元分析模型

由于本文只選取了一半模型進行分析，所以在對稱面上需要建立對稱約束?；钊跉飧字猩舷逻\動時，活塞銷孔與活塞銷、活塞銷與連桿小頭之間都有相互接觸，且為非線性的摩擦接觸。由于本文只對活塞在一定工況下進行分析，故在連桿小頭下方施加約束。

3 有限元計算結(jié)果

通過ANSYS分析軟件對上述有限元模型施加熱載荷及機械載荷，并耦合這2種載荷，得到熱機耦合情況下活塞銷的應(yīng)力和應(yīng)變；然后基于有限元分析計算結(jié)果，采用FE-SAFE疲勞分析軟件計算活塞銷的疲勞系數(shù)。

3.1 等效應(yīng)力

由于活塞銷在工作中各部位受力及溫度存在差異，而且活塞銷材料本身在不同溫度下的熱膨脹系數(shù)也不相同，所以工作中活塞銷各部位的膨脹和收縮程度不一致，從而導(dǎo)致應(yīng)力的產(chǎn)生。

等效應(yīng)力遵循的是材料力學(xué)第四強度理論，即形狀改變比能理論[5-6]，其能清晰地展示出在熱機耦合作用下活塞銷各部位受力的不同。3種方案的活塞銷等效應(yīng)力如圖2所示?？梢钥闯龅刃?yīng)力最大值均位于活塞銷內(nèi)壁靠近銷孔中心部位，應(yīng)力總體分布趨勢相似，且均小于材料的屈服極限685 MPa。但方案1最大等效應(yīng)力值為448.9 MPa，方案2為484.6 MPa，方案3為516.8 MPa。由此可知，隨著活塞銷孔內(nèi)徑的增大，等效應(yīng)力值明顯變大。

圖2 等效應(yīng)力

3.2 應(yīng)變

由于活塞銷各部位所受的應(yīng)力及溫度不同，會產(chǎn)生不同的變形，即發(fā)生應(yīng)變?；钊N的應(yīng)變能力主要從彎曲變形和橢圓變形方面進行評價。

3.2.1 彎曲變形

活塞銷總體彎曲變形量通過軸線位置兩端的豎直方向位移差，即相對位置變化量來表示，如圖3所示。方案1、2、3中的彎曲變形量分別為0.050 503 5 mm、0.053 357 0 mm、0.058 569 5 mm。內(nèi)徑每增大1 mm，彎曲變形量增大6%～10%。由此可知，隨著活塞銷內(nèi)徑的增大，彎曲變形量略有增加。

圖3 彎曲變形

彎曲變形還可通過絕對位置變化量來進行對比?；钊M件在運行過程中，活塞頂面的燃氣壓力通過活塞銷座傳遞到活塞銷，所以活塞銷的主要承壓面是與活塞銷孔接觸的。由于燃氣壓力及慣性力的方向都是向下的，所以活塞銷的變形量是負值，而且這種情況下活塞銷上側(cè)面承壓最大，變形量也最大。因此，對比了3種方案活塞銷上母線的熱機耦合變形量，如圖4所示。由圖4可見，3種方案的變形量總體趨勢一致，都是中心(0)變形量小，端面(-40)變形量大。相比可知，隨著活塞銷內(nèi)徑的增大變形量明顯變大。雖然方案1、2之間和方案2、3之間內(nèi)徑差值都是1 mm，但是從圖4可以看出，方案1、2之間的變形量之差明顯小于方案2、3之間的變形量之差。由此可知，活塞銷彎曲變形量并不是隨著內(nèi)徑值的增大而均勻增加的。

圖4 活塞銷上母線的熱機耦合變形量

3.2.2 橢圓變形

活塞銷截面是圓形，但是在受力以后發(fā)生變形，成為橢圓，通常用橢圓變形量或橢圓度來描述其變形的程度。本文選取了活塞銷中心和端面2個截面的橢圓變形來對比3種方案的活塞銷橢圓變形情況。

活塞銷中心和端面的橢圓變形及橢圓度計算如下：

橢圓變形=最大直徑-最小直徑；

橢圓度=(最大直徑-最小直徑)/(名義直徑×100%)。

3種方案的橢圓變形及橢圓度如表1所示。由表1可以看出，隨著活塞銷內(nèi)徑增大，橢圓變形和橢圓度都隨之增大；內(nèi)徑每增大1 mm，橢圓變形量會增大10%～20%，且內(nèi)徑的增幅比外徑要大，而且方案3中的橢圓變形量已超出參考值0.1 mm，增大了失效的風(fēng)險。

無論是彎曲變形還是橢圓變形，活塞銷的應(yīng)變都隨活塞銷內(nèi)徑變大而增大，但是橢圓變形的增幅明顯大于彎曲變形，這是因為活塞銷外徑一定的情況下彎曲變形量主要與活塞銷的長度有關(guān)，橢圓變形量主要與內(nèi)徑有關(guān)，而本文中3種方案的活塞銷的外徑和長度均相同，只有內(nèi)徑不同。

表1 橢圓變形及橢圓度對比

4 疲勞系數(shù)

FE-SAFE疲勞分析軟件可利用應(yīng)力-壽命曲線、應(yīng)變-壽命曲線和局部應(yīng)力-應(yīng)變法進行單軸和多軸疲勞分析，并可讀取ANSYSA有限元分析的應(yīng)力場和溫度場結(jié)果作為載荷，計算得出活塞銷的疲勞數(shù)據(jù)[7-8]。本文用疲勞系數(shù)來評價活塞銷的疲勞性能。疲勞系數(shù)等于極限載荷與許用載荷的比值，數(shù)值越大，說明疲勞性能越好，也就越安全。

3種方案的活塞銷疲勞系數(shù)對比如圖5所示。由圖5可見，活塞銷整體的疲勞系數(shù)最低點都出現(xiàn)在內(nèi)側(cè)靠近銷孔中心部位。

圖5 疲勞系數(shù)云圖

3種方案的活塞銷內(nèi)側(cè)和外側(cè)的最小疲勞系數(shù)如表2所示。由表2可以看出，隨著活塞銷內(nèi)徑的增大，中心和外側(cè)的疲勞系數(shù)均減小，說明增大活塞銷內(nèi)徑，可增大疲勞失效的風(fēng)險。

表2 最小疲勞系數(shù)對比

5 結(jié)論

1)隨著內(nèi)徑的增大，活塞銷的等效應(yīng)力、彎曲變形和橢圓變形都變大，相應(yīng)的疲勞系數(shù)均降低，失效風(fēng)險增加。

2)就本文3個方案而言，方案1內(nèi)徑較小，耗材較多，重量較大；方案3，雖然耗材少，重量輕，但是強度不滿足；所以從強度、成本及輕量化角度綜合考慮，方案2，即活塞內(nèi)徑是外徑的一半，是最好方案。