(1.海軍駐蕪湖地區(qū)軍事代表室 蕪湖 241000)(2.海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院 武漢 430033)

某型柴油機(jī)活塞三維有限元耦合分析*

查長(zhǎng)松1劉琦2

(1.海軍駐蕪湖地區(qū)軍事代表室 蕪湖 241000)(2.海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院 武漢 430033)

論文采用有限元軟件ANSYS,分析了某型柴油機(jī)活塞的溫度場(chǎng)和活塞熱應(yīng)力,并通過熱-機(jī)械順序耦合的方法,分析其綜合應(yīng)力場(chǎng)。研究結(jié)果表明:活塞溫度最高點(diǎn)位于燃燒室中心,最高溫度低于材料的危險(xiǎn)溫度；活塞在熱應(yīng)力作用下的最大變形量未超過活塞與缸套的最大配合間隙,但第三道環(huán)槽的不圓度達(dá)到0.08mm,對(duì)活塞的潤(rùn)滑和密封有一定影響；熱-機(jī)械耦合作用下,活塞應(yīng)力最大值位于銷座與銷孔接觸面上以及銷孔上方銷座內(nèi)側(cè),可考慮在活塞頸部與活塞銷座之間設(shè)置加強(qiáng)肋以提高銷座的實(shí)際承載能力。

活塞;溫度場(chǎng);熱應(yīng)力;耦合應(yīng)力

ClassNumberTH16

1 引言

活塞是柴油機(jī)重要的運(yùn)動(dòng)件之一,也是燃燒室的重要組成部分,由于受到高溫高壓燃?xì)獾淖饔?并有時(shí)冷卻和潤(rùn)滑不良,使其成為柴油機(jī)常見故障較多的零件之一[1]。同時(shí),隨著柴油機(jī)負(fù)荷和強(qiáng)度的不斷提高,缸內(nèi)最高燃燒溫度,最大爆發(fā)壓力等也隨之提高,因此,提高活塞的強(qiáng)度和可靠性成為重要的任務(wù)之一。

本文應(yīng)用三維造型軟件PRO/E建立了某型柴油機(jī)活塞的三維實(shí)體模型,并利用網(wǎng)格劃分軟件HYPERMESH對(duì)其進(jìn)行了分區(qū)處理,并進(jìn)行了三維網(wǎng)格劃分,采用有限元軟件ANSYS計(jì)算了活塞的溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力場(chǎng),并計(jì)算了活塞在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷下的綜合應(yīng)力狀態(tài),并對(duì)結(jié)果進(jìn)行了分析,為活塞結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和強(qiáng)化提供理論依據(jù)。本文的具體計(jì)算流程如圖1所示。

圖1 活塞熱-機(jī)械耦合應(yīng)力分析流程

2 研究對(duì)象

2.1 活塞實(shí)體模型

本文采用三維造型軟件PRO/E建立了活塞三維實(shí)體模型。由于此活塞結(jié)構(gòu)的非對(duì)稱性,不能采用1/2或1/4模型進(jìn)行計(jì)算,所以本文采用整個(gè)活塞模型進(jìn)行分析[2]。同時(shí),為了分析結(jié)果的準(zhǔn)確,本文對(duì)三維模型不做任何形式的簡(jiǎn)化。所建立的三維實(shí)體模型如圖2所示,活塞材料性能參數(shù)如表1所示。

表1 活塞材料屬性

圖2 活塞的三維實(shí)體模型

2.2 活塞網(wǎng)格模型

本文采用網(wǎng)格劃分軟件HYPERMESH,對(duì)此柴油機(jī)活塞進(jìn)行了網(wǎng)格拓?fù)涞纳?并進(jìn)行了三維網(wǎng)格的劃分。為了在溫度場(chǎng)和熱-機(jī)械耦合應(yīng)力計(jì)算時(shí)邊界條件加載的方便,在此網(wǎng)格劃分軟件中對(duì)活塞的網(wǎng)格模型進(jìn)行了分區(qū)處理。由于活塞結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,因此采用四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對(duì)活塞進(jìn)行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格尺寸大小為0.3,最終劃分的有限元模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)為29509,單元數(shù)為195137。具體網(wǎng)格模型和分區(qū)處理結(jié)果見圖3和圖4。

圖3 活塞有限元模型

圖4 活塞有限元模型分區(qū)處理

3 活塞熱應(yīng)力分析

3.1 溫度場(chǎng)計(jì)算的理論基礎(chǔ)

由于本文采用順序耦合方法研究活塞熱-機(jī)械耦合應(yīng)力,所以必須先計(jì)算出活塞的溫度場(chǎng)分布。在三維傳熱問題中,在無內(nèi)部熱源的情況下,穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)t(x,y,z)在直角坐標(biāo)系中應(yīng)滿足微分方程(1)。

(1)

式中,t為溫度場(chǎng)中某點(diǎn)的溫度值,x,y,z分別為該點(diǎn)在三維笛卡兒坐標(biāo)系中的坐標(biāo)值。方程(1)必須在相應(yīng)的邊界條件下才能求解[3]。本文在進(jìn)行邊界面的傳熱計(jì)算時(shí),采用第三類邊界條件,如式(2)。

(2)

式中,tf為外界流體溫度,tw為固體的壁面溫度,λs為固體的熱導(dǎo)率,h為邊界面的對(duì)流換熱系數(shù)。

在進(jìn)行活塞溫度場(chǎng)計(jì)算時(shí),準(zhǔn)確地給出熱交換邊界條件是用有限元法計(jì)算活塞溫度場(chǎng)的關(guān)鍵。柴油機(jī)在穩(wěn)定工況下運(yùn)行時(shí),雖然在每個(gè)工作循環(huán)內(nèi)作用于活塞頂面燃?xì)鉁囟茸兓艽?但由于變化時(shí)間很短,在熱慣性的作用下,只在活塞頂表面一層很薄的表面上溫度是波動(dòng)的,而在活塞其它部分的溫度基本上是穩(wěn)定的,所以本文將活塞的溫度場(chǎng)當(dāng)作穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)進(jìn)行分析[4]。

3.1.1 燃?xì)鈱?duì)活塞頂部的換熱系數(shù)和燃?xì)馄骄鶞囟鹊拇_定

為了得到活塞頂部的平均燃?xì)鈸Q熱系數(shù)和平均燃?xì)鉁囟?本文采用AVL BOOST軟件建立柴油機(jī)工作過程一維模型,得到一個(gè)循環(huán)內(nèi)對(duì)流換熱系數(shù)和燃?xì)鉁囟入S曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律如圖5和圖6,并采用式(3)計(jì)算平均燃?xì)鉁囟群推骄鶎?duì)流換熱系數(shù)[5]。

(3)

其中,f(θ)為一個(gè)循環(huán)中缸內(nèi)溫度或?qū)α鲹Q熱系數(shù)的瞬時(shí)值,fm為各自的循環(huán)平均值。

圖5 對(duì)流換熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律

圖6 燃?xì)鉁囟入S曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律

為了更精確地計(jì)算活塞溫度場(chǎng),本文對(duì)活塞頂面進(jìn)行分區(qū)處理,并根據(jù)式(4)分區(qū)加載燃?xì)鉁囟群推骄鶎?duì)流換熱系數(shù)[6]。

(4)

其中A為火力面總面積,ri為各個(gè)分區(qū)對(duì)流換熱系數(shù)與平均對(duì)流換熱系數(shù)的比值,Ai為各分區(qū)的面積。本文活塞頂?shù)目偯娣e17995mm2,將活塞頂面積分為兩個(gè)區(qū),其中活塞頂凹面面積為8184mm2,活塞頂平面面積為9811mm2。

本文在計(jì)算時(shí)采用等效燃?xì)鉁囟萾gm作為相應(yīng)的燃?xì)鉁囟萚7],如式(5)。由此計(jì)算出的綜合燃?xì)鉁囟葹?116.4K。

(5)

3.1.2 其他表面的邊界條件

根據(jù)經(jīng)驗(yàn),并參考同類機(jī)型,其他表面所采用的邊界條件如表2所示。

表2 活塞三維溫度場(chǎng)計(jì)算的邊界條件

3.2 溫度場(chǎng)分析

由于在網(wǎng)格劃分時(shí)進(jìn)行了分區(qū)處理,所以邊界條件很容易分區(qū)加載,本文在進(jìn)行溫度場(chǎng)計(jì)算時(shí)采用八節(jié)點(diǎn)四面體單元SOLID70。按照表2的邊界條件進(jìn)行加載,溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果如圖7～圖10所示。從圖7可以看出,活塞表面的溫度在活塞頂面和火力岸處較高,約為500K～557K；凹坑型燃燒室側(cè)壁與活塞頂面交接處溫度也較高,最高溫度為538K；燃燒室內(nèi)部溫度分布為:燃燒室中心頂部的溫度最高,沿徑向逐漸降低,最高溫度為557K,活塞頂面的表面溫度約為540K左右,低于燃燒室中心溫度。從圖8和圖9可以看出,在火力岸下部以及第一環(huán)槽處溫度仍然較高,為500K左右,活塞環(huán)槽處的表面溫度在第一道環(huán)處下降明顯,從第一道環(huán)槽向下依次遞減,如圖11,且相鄰兩道環(huán)槽之間降幅約為18K。從圖10活塞內(nèi)腔表面的溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果可以看出,活塞內(nèi)腔處的表面溫度自上而下成梯度遞減,在內(nèi)腔頂部溫度較高,為500K左右,在內(nèi)腔下部溫度最低,為420K左右。此外,由于活塞結(jié)構(gòu)的非對(duì)稱性,活塞群部溫度梯度沿銷座軸向和垂直于軸向的凹凸性有所不同,如圖8和圖9。整個(gè)活塞溫度場(chǎng)的最高溫度值為557K,并未達(dá)到活塞材料的危險(xiǎn)溫度:640K～670K。

圖7 活塞溫度場(chǎng):頂面

圖8 活塞溫度場(chǎng):平行銷軸的側(cè)面

圖9 活塞溫度場(chǎng):垂直銷軸的側(cè)面

圖10 活塞溫度場(chǎng):內(nèi)腔表面

圖11 沿活塞側(cè)面的溫度分布

3.3 熱應(yīng)力和熱變形分析

在銷座表面上施加全約束以確保模型不發(fā)生缸體移動(dòng)[8],將溫度場(chǎng)分析的結(jié)果文件讀入模型,得到活塞的熱應(yīng)力分布和活塞的熱變形如圖12和圖13。可以看出,燃燒室周圍應(yīng)力值普遍較高,最大值為92.4MPa,見燃燒室頂局部應(yīng)力圖15。燃燒室喉口處的應(yīng)力值也普遍較高,這是因?yàn)槔鋮s油腔的存在,使活塞從燃燒室吸收的大量熱量在很短的路徑上很快傳給冷卻油腔,因此熱梯度和熱應(yīng)力較大。因?yàn)榛钊盏拇蟛糠譄崃坑衫鋮s油腔傳出,因此活塞環(huán)岸和幾道活塞環(huán)槽處的熱應(yīng)力值都不高,最大熱應(yīng)力值為41MPa。從圖16的環(huán)槽局部放大圖可以看出,由于冷卻油腔的阻隔,熱量繞過冷卻油槍更多地傳向了第二環(huán)槽,使得第一環(huán)槽處的熱應(yīng)力值低于第二、三道環(huán)槽。在活塞銷側(cè)斷面上,由于活塞銷座剛性較大,加之軸向的約束作用,導(dǎo)致銷孔側(cè)斷面上熱應(yīng)力較大,如圖14所示。

圖12 活塞熱應(yīng)力

圖13 活塞熱變形

圖14 銷座局部熱應(yīng)力

圖15 燃燒室頂局部熱應(yīng)力

圖16 環(huán)槽局部熱應(yīng)力

從圖13的活塞熱變形云圖可以看出,活塞最大變形量是在沒有約束的活塞頂部,最大變形量為0.406mm,此值未超過活塞頭部與缸套的最大配合間隙:0.5mm。活塞頂部在圓周方向?yàn)樽杂膳蛎?變形量相差很小,且變形量大都低于0.3mm,如圖17所示,其中綠色線條為變形前活塞輪廓。活塞熱變形所造成的不圓度自活塞頂向下逐漸增大,從第三道環(huán)槽起,平行于銷軸的活塞側(cè)面的熱變形逐漸大于垂直于銷軸的活塞側(cè)面的熱變形,第三道環(huán)槽的不圓度達(dá)到0.08mm,這對(duì)活塞的潤(rùn)滑和密封有一定影響,如圖18所示。

圖17 活塞頂熱變形

圖18 第三道環(huán)槽熱變形的不圓度

4 活塞熱-機(jī)械耦合應(yīng)力分析

分析活塞的工作過程可知,當(dāng)燃?xì)獾膲毫_(dá)到最大的時(shí)候,活塞在穩(wěn)定轉(zhuǎn)速條件下受力和變形也是最嚴(yán)重的時(shí)刻[9],活塞的強(qiáng)度問題在此時(shí)就顯得最為突出,所以本文選擇活塞在額定功率下,最高爆發(fā)壓力時(shí)作為分析工況。本文所研究的柴油機(jī)額定工況下最大爆發(fā)壓力PZ為14.2MPa,作用于活塞頂面和火力岸。考慮到第一道活塞環(huán)的漏氣,第一環(huán)槽內(nèi)側(cè)施加0.75PZ,第一環(huán)槽與第二環(huán)槽之間的環(huán)岸及第二道環(huán)槽內(nèi)表面施加壓力為0.25PZ[8]。活塞所受的側(cè)壓力根據(jù)實(shí)際情況對(duì)結(jié)構(gòu)破壞并不起明顯的作用,計(jì)算時(shí)可近似為零[10]。為了使活塞不產(chǎn)生剛體位移,還必須給出合適的位移約束,活塞的力邊界條件主要考慮工作過程中活塞銷對(duì)銷孔的作用力,以此作為機(jī)械載荷分析的約束條件。

加載機(jī)械載荷和約束后,將熱分析的結(jié)果文件讀入,得到活塞在熱-機(jī)械耦合作用下的應(yīng)力場(chǎng)和變形場(chǎng)如圖19和圖20。從圖19可以看出,活塞在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷的綜合作用下,最大耦合應(yīng)力為127.75MPa,出現(xiàn)在活塞銷座與銷孔接觸面上以及銷孔上方銷座內(nèi)側(cè),這也是此處容易開裂的原因,在設(shè)計(jì)時(shí)可考慮在活塞頸部與活塞銷座之間設(shè)置加強(qiáng)肋以提高銷座的實(shí)際承載能力,另外可對(duì)銷孔以及銷座與活塞頸部接觸面進(jìn)行倒角處理以避免應(yīng)力集中現(xiàn)象；作用在活塞頂面的熱應(yīng)力比機(jī)械應(yīng)力明顯的多,因?yàn)樽饔迷谌紵覀?cè)壁水平方向的氣體力基本上被作用在火力岸上的氣體力抵消；在整個(gè)活塞應(yīng)力云圖中,冷卻油腔附近的應(yīng)力值大部分沒有超過32MPa,可見,此活塞并沒有因?yàn)槔鋮s油腔的存在而影響活塞頭部的強(qiáng)度；整個(gè)活塞綜合應(yīng)力場(chǎng)的最大值為127.75MPa,未超過材料的屈服極限:230MPa。

圖19 活塞耦合應(yīng)力場(chǎng)

從圖20活塞在機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力耦合作用下的變形圖可以看出,活塞頭部的變形量小于活塞單獨(dú)在熱負(fù)荷下的變形量,主要原因是:在熱負(fù)荷作用下,活塞頂部自由膨脹,且變形主要沿半徑方向向外,而在機(jī)械載荷作用下,活塞火力岸處受到和燃燒室側(cè)壁大小相等方向相反的壓力,且活塞環(huán)槽仍作用部分同火力岸方向相同的壓力。這樣,作用在活塞頂面的壓力是最顯著的作用力,它使頭部有向下的位移,因此,活塞在機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷共同作用下,其位移會(huì)有一些抵消而變小,最大位移僅為0.1645mm。

圖20 活塞在耦合應(yīng)力作用下的變形圖

5 結(jié)語(yǔ)

本文建立了某型柴油機(jī)活塞有限元模型,分析了其溫度場(chǎng)、熱應(yīng)力場(chǎng),并分析了其在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷下的綜合應(yīng)力場(chǎng)和變形情況,得到以下結(jié)論:

1)活塞表面的計(jì)算溫度在活塞頂面和火力岸處較高,整個(gè)活塞溫度場(chǎng)的最高溫度值為557K,并未達(dá)到材料的危險(xiǎn)溫度:640K～670K。

2)活塞并沒有因?yàn)槔鋮s油腔的存在而影響活塞頭部的強(qiáng)度,相反,冷卻油腔吸收了從燃燒室傳來的大量熱量,很好地冷卻了第一環(huán)槽。

3)活塞最大熱變形出現(xiàn)在沒有約束的活塞頂部,最大變形量為0.406mm,此值未超過活塞頭部與缸套的最大配合間隙:0.5mm,但第三道環(huán)槽的不圓度達(dá)到0.08mm,這對(duì)活塞的潤(rùn)滑和密封有一定影響。

4)活塞在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷的共同作用下,最大耦合應(yīng)力為127.75MPa,出現(xiàn)在活塞銷座與銷孔接觸面上以及銷孔上方銷座內(nèi)側(cè),在設(shè)計(jì)時(shí)可以在活塞頸部與活塞銷座之間設(shè)置加強(qiáng)肋以提高銷座的實(shí)際承載能力,另外可對(duì)銷孔以及銷座與活塞頸部接觸面進(jìn)行倒角處理以避免應(yīng)力集中現(xiàn)象。

[1]李炯,楊世文,張翼,等.汽油機(jī)活塞組三維有限元耦合分析[J].華北工學(xué)院學(xué)報(bào),2004,25(5):319-321.

[2]薛明德,丁宏偉,王利華.柴油機(jī)活塞的溫度場(chǎng)、熱變形與應(yīng)力三維有限元分析[J].兵工學(xué)報(bào),2001,22(1):11-14.

[3]曹海濱,王家宏.船用6300柴油機(jī)缸套熱負(fù)荷的有限元分析[J].浙江海洋學(xué)院學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2006,25(4):414-416.

[4]楊杰.DME發(fā)動(dòng)機(jī)活塞溫度場(chǎng)的三維有限元分析與試驗(yàn)研究[D].武漢:華中科技大學(xué),2007:52-54.

[5]呂建明.缸蓋傳熱邊界條件的反求方法研究[D].武漢:海軍工程大學(xué),2011:23-24.

[6]孫紅飛.發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋冷卻水道流場(chǎng)及冷卻特性的分析研究[D].北京:北京交通大學(xué),2010:66-67.

[7]李佑長(zhǎng).四缸柴油機(jī)缸蓋傳熱研究[D].武漢:武漢理工大學(xué),2007.

[8]何屹.活塞在溫度和機(jī)械載荷作用下的有限元分析[D].大連:大連海事大學(xué),2007:36-37.

[9]葉曉明,閔作興,陳國(guó)華.CA6110/125Z型柴油機(jī)活塞三維有限元分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].小型內(nèi)燃機(jī)與摩托車,2002,31(3):24-27.

[10]胡偉勇.新柴495B增壓柴油機(jī)活塞熱強(qiáng)度分析[J].山東內(nèi)燃機(jī),2006,12(6):1-3.

Three-DimensionalFiniteElementCoupledAnalysisofaDieselEnginePiston

ZHA Changsong1LIU Qi2

(1.Navy Representative Office in Wuhu, Wuhu 241000)
(2.School of Power Engineering, Naval University of Engineering, Wuhan 430033)

The paper analyzed the temperature field and the thermal stress field of a diesel engine piston with finite element analysis software ANASYS, then used the thermal-mechanism indirect coupled method, researched the coupled stress field of piston.The result indicated that the point of the highest temperature located on the middle of firebox which under the dangerous temperature of the material;under thermal stress effect, the maximum displacement of the piston did not exceed the clearance between piston and cylinder liner, but the non-roundness at the third ring reached 0.08mm, which had some influence on the airproof and lubricate of piston;under thermal-mechanism coupled effect, the point of maximum stress located on the interface of the seat of the pin and the pin hole, so as the top on the pin hole and inner on the seat of pin, so it was recommended to set rib between cervix and the seat of pin of piston to enhance the practical carrying capacity of the seat of the pin.

piston, temperature field, thermal stress, coupled stress

2014年1月9日,

:2014年2月17日

查長(zhǎng)松,男,高級(jí)工程師,研究方向:熱能動(dòng)力裝置結(jié)構(gòu)可靠性設(shè)計(jì)與分析。劉琦,男,博士研究生,研究方向:動(dòng)力機(jī)械結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與故障診斷。

TH16DOI:10.3969/j.issn1672-9730.2014.07.048