李樹生，張振勝，楊加成，張月華，唐長明

（中國石油集團 濟柴動力總廠，山東濟南250306）

為滿足石油鉆井及泥漿泵機組對動力的需求，提高現(xiàn)有190柴油機的動力性、經(jīng)濟性及可靠性，公司決定在3000系列190柴油機的基礎上，通過加大活塞行程，降低轉速以實現(xiàn)柴油機的優(yōu)化。為了能夠對行程加大后活塞組的運動狀況有更確切的了解，對活塞運動進行模擬仿真分析顯得尤為重要，其不僅有助于掌握活塞組的運動及受力狀況，校驗活塞組的設計，同時還對機體、氣缸套、連桿等零部件部分結構參數(shù)的確定提供理論依據(jù)。

活塞組作為發(fā)動機主要的關鍵部件，長時期工作在非常惡劣的環(huán)境中，其不僅要承受著很高的熱負荷，而且還要受到強大的周期性動載荷沖擊和高速運動磨損。所以活塞組的運行受力狀況對柴油機的可靠性、壽命、動力性和經(jīng)濟性等諸多方面有著至關重要的影響。

1 柴油機主要參數(shù)

根據(jù)市場的需求及原柴油機主要零部件結構所能承受的機械負荷和熱負荷，確定了新產(chǎn)品加大行程后的設計指標，與原機型的參數(shù)對比如表1所示。

表1 兩種機型主要性能參數(shù)對比

該機型的行程比原柴油機增大了40mm，曲軸回轉半徑與連桿長度的比值λ基本不變，機體的V形夾角未變，機體、氣缸套及曲軸的部分尺寸進行相應的變動。

2 計算系統(tǒng)圖

應用AVL GLIDE模擬軟件進行活塞運動的模擬計算其系統(tǒng)流程示意圖如圖1所示。

圖1 模擬計算系統(tǒng)示意圖

該示意圖中兩種計算方案相關零件的結構尺寸除活塞燃燒室略有不同外，主要是因柴油機行程的加大而有所差異，活塞、活塞環(huán)及氣缸套之間的各相應冷態(tài)配合間隙均相同。

運動件的質量、慣量等數(shù)據(jù)則是通過三維建模賦予物理特性計算所得，發(fā)動機氣缸壓力參數(shù)源于熱力學計算，氣缸套的安裝變形，氣缸套、活塞及活塞環(huán)的熱態(tài)參數(shù)參考原柴油機的測量及試驗數(shù)據(jù)。

該模擬計算的結果主要包括活塞的運動分析、活塞環(huán)的動力分析及潤滑油的消耗計算。其中前兩項內容也是潤滑油消耗量計算所必須的前提條件。

3 計算模型的建立

采用AVL公司開發(fā)的GLIDE模擬計算軟件進行活塞組工作狀況的仿真分析，該計算模型的建立包括各零部件元素結構模型的建立及數(shù)據(jù)的輸入。

在模型計算中分別假定了曲軸為恒速旋轉，忽略了其不均勻度產(chǎn)生的影響，氣缸套及活塞的輪廓采用多項式擬合，對于活塞和活塞環(huán)則假定其在徑向上為彈性體，并忽略活塞燃燒室不同的影響，氣缸套、連桿和曲軸則均是剛性體，活塞、活塞環(huán)、氣缸套間為油膜潤滑，活塞與氣缸套間的阻尼力取決于變形速度，各相對運動面處的摩擦均用Stribeck摩擦函數(shù)表示；假定氣體為等熱流動，推力及反推力面同時計算，活塞環(huán)沿周向為定常條件，液體動力則按牛頓流體特性假定為平面滑塊［1］。

3.1 結構模型的建立

按照活塞組的結構特點及軟件要求，建立結構模型，由活塞、活塞環(huán)、活塞銷、氣缸套及連桿5部分組成，活塞與氣缸套之間的密封為3道氣環(huán)，1道油環(huán)。結構模型如圖2所示。

3.2 數(shù)據(jù)的輸入

其主要有發(fā)動機的基本參數(shù)及各元素幾何數(shù)據(jù)的輸入，物理特性的賦值和數(shù)據(jù)文件的導入。

（1）基礎數(shù)據(jù)

各零部件的幾何參數(shù)依據(jù)相應的設計圖紙尺寸輸入，熱膨脹系數(shù)、泊松比以及各運動件的慣量等參數(shù)則是通過圖紙、設計手冊等資料獲得［2］，計算涉及的燃氣及滑油等相關參數(shù)則按軟件推薦值［1］。

（2）氣缸壓力及熱力學數(shù)據(jù)

利用AVL的熱力學計算軟件分別對兩種機型進行了性能模擬計算，按照活塞模擬計算對氣缸壓力及熱力學數(shù)據(jù)的要求導出。

（3）活塞剛度計算

活塞的剛度直接影響著活塞的位移、二階運動和受力狀況，通?？赏ㄟ^有限元計算或實際測量獲得。隨著有限元計算應用的不斷發(fā)展成熟，計算精度也越來越高，盡管剛度測量相對比較準確，但由于測量設備的受限，現(xiàn)一般采用有限元法來計算活塞的剛度。

通過CAD軟件進行三維建模，網(wǎng)格劃分，為提高計算精度，對活塞局部進行細化，并根據(jù)活塞的實際工作過程施加約束，如圖3所示。

因活塞結構對稱，在銷孔一側四分之一圓周側面均勻定義兩列網(wǎng)格區(qū)域點，逐個選取各區(qū)域施加5 000N的載荷，分別記錄每次加載時各點的變形量，形成活塞的剛度文件?；钊袎好嫒共肯聜纫稽c加載后的變形如圖4所示。

圖2 結構模型

圖3 有限元計算模型

圖4 活塞加載后的變形云圖

（4）活塞熱態(tài)輪廓

活塞的熱態(tài)輪廓主要是由活塞的原始尺寸公差和活塞溫度場共同決定。根據(jù)原機型試驗測得的活塞溫度分布，計算了活塞不同點的熱變形，數(shù)據(jù)導入后其熱態(tài)輪廓及變形如圖5所示。

圖5 活塞熱臺輪廓及變形

（5）氣缸套熱態(tài)輪廓

氣缸套相對名義直徑的熱態(tài)尺寸為：

熱態(tài)值＝原始實際尺寸＋安裝變形＋熱態(tài)變形

其中因安裝機體的變形導致氣缸套頂部內徑有所減小，通過有限元計算其最大徑向變形量為0.025 mm，但由于頂部高溫引起較大幅度的膨脹，所以其頂部熱態(tài)輪廓內徑仍有較大的膨脹量，氣缸套的溫度分布是根據(jù)原機型試驗測得，行程加大后則按照其強化程度進行了相應的修正，其熱態(tài)輪廓及變形如圖6所示。

（6）活塞環(huán)及環(huán)槽輪廓

活塞環(huán)的輪廓為磨合后的形狀，各環(huán)有相應的坐標系，原點位于環(huán)工作面處。根據(jù)原機型活塞溫度場的測量數(shù)據(jù)定義活塞環(huán)及環(huán)槽的溫度。按照軟件數(shù)據(jù)輸入要求分別定義環(huán)槽及環(huán)上下面和工作面，重點是各環(huán)的工作面，點數(shù)較多部位采用樣條插值進行計算，具體輪廓如圖7～圖10所示。

圖6 氣缸套的熱態(tài)輪廓及變形

圖7 矩形環(huán)輪廓

圖8 扭曲環(huán)輪廓

圖9 油環(huán)輪廓

圖10 各環(huán)槽輪廓

4 計算結果及分析

該計算0°CA曲軸轉角為柴油機壓縮上止點，各曲線的輸出結果均是以曲軸轉角為橫坐標，范圍為－90°CA～630°CA，同一圖形中，深色（紅色）曲線為原機型曲線，淺色（綠色）為新機型相應曲線。

4.1 活塞運動及動力學結果

其主要包括活塞的徑向位移、擺動、燃氣作用力以及與氣缸套間的橫向接觸力。

圖11為作用于活塞運動方向上的燃氣力，因模型中定義為活塞受力向上為正，所以曲線中數(shù)據(jù)為負值，由該圖可知新機型的最大爆發(fā)壓力比原機型增加了近30 000N，最大值為原機型的110%。

圖11 活塞燃氣力曲線圖

圖12為活塞的徑向位移曲線，其原點位于氣缸中心上，活塞非承壓面為正方向。由圖可知除－45°CA～0°CA和22.5°CA～67.5°CA之間新機型活塞的徑向位移增大外，其他轉角均優(yōu)于原機型。在－45°CA～0°CA區(qū)域，主要是因為行程加大后，壓縮壓力及慣性力相對變化所引起。燃燒期間徑向位移增大則主要是因為長行程柴油機爆發(fā)壓力較大的緣故。

圖12 活塞徑向位移曲線圖

圖13為活塞的擺動曲線圖，由圖可知新機型僅在10°CA～45°CA的主燃區(qū)間擺動幅度相對較大，其余則比較平穩(wěn)，兩種機型的最大擺角范圍均小于5′，低于限制值8′的要求［1］。

圖13 活塞擺動曲線圖

圖14及圖15分別為活塞承壓面與非承壓面與氣缸套之間的接觸力，同樣指向非承壓面為正。由兩曲線圖可知僅在－45°CA～－10°CA和20°CA～45°CA區(qū)間活塞受力較原機型大。

圖14 活塞承壓面受力曲線圖

圖15 活塞非承壓面受力曲線圖

圖16為活塞承壓面?zhèn)葯C械損失圖，由圖可知，盡管行程和爆壓增大，但由于運行平穩(wěn)，加長行程后柴油機的機械損失低于原機型。

圖16 活塞承壓面機械摩察損失曲線圖

4.2 活塞環(huán)動力學結果

其主要是對活塞環(huán)軸向和扭曲運動的評估，環(huán)間壓力及竄氣量的計算。

第1道環(huán)的運動受力情況對柴油機性能、機械磨損、漏氣量等的影響較大［3］，圖17及18分別描述了第一道環(huán)的周向和扭曲運動，可看出在排氣行程前期兩機型均有輕微的顫動，但最大速度時原機型有一次較大軸向串動，整體來講新機型運行相對平穩(wěn)。

圖17 第1道環(huán)的軸向運動曲線圖

圖18 第1道環(huán)扭角曲線圖

圖19為1、2道環(huán)間的氣體壓力曲線，由圖可知新機型的氣體壓力波動較小，由于活塞平均速度基本相同而行程加大，所以同轉角時做功行程上、下止點換向前后活塞環(huán)的速度較小，氣缸內壓力的影響相對較大，導致其波動頻率有所增大。

圖19 1、2道環(huán)間氣體壓力曲線圖

由于行程加大后相同轉角時新機型在做功行程上、下止點換向前后活塞環(huán)的速度較小，各環(huán)運行相對平穩(wěn)，所以其竄氣量較小，如圖20所示。

4.3 潤滑油耗率計算結果

發(fā)動機活塞組潤滑油的消耗包括氣缸壁上的蒸發(fā)、環(huán)槽縫隙的竄油、頂環(huán)的甩出及刮油，其中主要是氣缸壁上的蒸發(fā)和頂環(huán)的甩出量。

由圖21可知，新機型在25°CA～45°CA范圍內，由于行程的加大其氣缸壁滑油的蒸發(fā)量明顯增加。

由于原機型活塞的速度變化較大，由圖22可知其頂環(huán)在排氣行程后期甩出的滑油量大于新機型。

圖20 活塞竄氣量曲線圖

圖21 氣缸壁蒸發(fā)滑油量曲線圖

圖22 頂環(huán)甩出滑油量曲線圖

4.4 計算與試驗結果的對比

表2為兩種機型標定工況下不同技術指標計算與試驗數(shù)據(jù)的對比，由該表可知，兩組數(shù)據(jù)相差甚小，除漏氣量外兩機型各參數(shù)變化趨勢基本一致。

表2 兩種機型不同指標計算與試驗數(shù)據(jù)的對比

5 結束語

在活塞平均速度及曲軸回轉半徑與連桿長度的比值λ基本相同的條件下，盡管新型柴油機行程及爆發(fā)壓力比原機型有所增大，活塞受力及位移除在燃燒上止點后10°CA～40°CA范圍內有明顯增大外，其他轉角范圍內的狀況都優(yōu)于原機型，而活塞環(huán)的運行情況則在整個循環(huán)過程中均較好，且機械效率高，竄氣量和活塞總成單位功率時間內消耗的潤滑油量相對原機型都有所減小。

由此可見，忽略燃燒室不同的影響，原活塞組在行程加大后能滿足新機型柴油機的性能要求，并進一步在產(chǎn)品實際試驗及應用中得以驗證。

［1］AVL公司.Glide 4.4模擬軟件培訓手冊［Z］.2003.

［2］機械設計手冊，（上冊）［M］.化學工業(yè)出版社，1978.

［3］上海內燃機配件廠譯.活塞環(huán)［M］.上海：上海交通出版社，1978.