盧耀輝，張舒翔，謝 寧，郭 明

(西南交通大學機械工程學院，四川成都，610031)*

0 引言

柴油機活塞環(huán)氣環(huán)起到密封、導熱、潤滑等作用，其可靠性直接關系到柴油機的工作可靠性［1-3］.在氣環(huán)設計方面，國內外做了大量研究，梁超［4］總結了活塞環(huán)的先進制造技術的發(fā)展;單紹平［5］設計出了一種高效組合式活塞環(huán)，采用兩環(huán)上下疊加的結構，上環(huán)為桶面環(huán)，下環(huán)為錐面環(huán)，在活塞環(huán)研究方面是一項創(chuàng)新技術.李先文［6］考慮熱流的組合活塞環(huán)理論，找到了解決柴油機竄漏過大問題實際有效的辦法，科學地輔助提升柴油機的各項性能指標.國外學者針對活塞環(huán)開展了大量研究，其中 Krisada Wannatong、Christian Lotzfelter等［7-8］所提出的活塞環(huán)動力學數值仿真算法，解決了復雜工況的研究難題.本文針對某型大功率柴油機活塞環(huán)氣環(huán)，結合氣環(huán)結構尺寸，在選定基本參數的基礎4E0A采用CAD軟件建立了柴油機活塞環(huán)氣環(huán)的幾何模型;考慮其套裝實際及工作狀態(tài)邊界條件，建立了活塞環(huán)裝配邊界接觸模型并分別利用有限元軟件對其進行分析.

1 活塞環(huán)有限元模型建7ACB

主要針對大功率柴油機中工作環(huán)境最為惡劣的活塞環(huán)第一道氣環(huán)進行強度有限元分析［9］，在保證足夠的強度和剛度的條件下，使其具有密封和保證功率穩(wěn)定的作用.

1.1 活塞環(huán)氣環(huán)的主要參數

本文選擇矩形斷面環(huán)，這種環(huán)結構簡單，加工工藝單純，制造方便，易于保證壓力分布的要求，漏光的廢品率低，能夠滿足該柴油機工作所需要求.活塞環(huán)的設計在于選擇合適的尺寸，使其彈力滿足要求，而應力又在許可范圍之內.其主要尺寸有公稱直徑、環(huán)徑向寬度、環(huán)軸向高度及自由開口間隙等.主要尺寸如圖1和2.(注:公稱直徑D、環(huán)高h、徑向厚度t、自由開口尺寸s、閉口間隙s0)

圖1 活塞環(huán)主要參數正視圖

圖2 活塞環(huán)的主要尺寸俯視圖

活塞環(huán)的設計要處理好幾何尺寸、彈力和應力之間相互制約的關系，一般先選定平均徑向壓力p0和環(huán)高h然后調整自由開口尺寸s和徑向厚度t，保證環(huán)的應力在材料許用值以內.平均徑向壓力取決于活塞環(huán)與氣缸的材料、環(huán)的高度、環(huán)的位置及材料的彈性模量E［10］.一般來講，對于氣環(huán)p0=0.05～0.2 MPa;對于鋼片式組合油環(huán) p0=1.0 ～2.0 MPa.p0的計算公式為:

上述這些主要尺寸之間又互相有一定的聯系.t和s是決定環(huán)的徑向壓力和應力的主要尺寸.當減小時，則環(huán)的套裝應力σ'max增加，而工作應力σmax減小;減小時，σ'max和σmax都增加.因此，使在一定范圍內，保證σ'max和σmax都不超過許用值.一般=22～34.對于合金鑄鐵環(huán)，許用應力為σmax=200～300 MPa，σ'max=300 ～400 MPa.通過查閱柴油機設計手冊［10-11］，某型柴油機環(huán)高范圍在5～7 mm之間，先設定為6mm，而自由開口尺寸s是通過下式得到:

柴油機給定尺寸范圍(35±2)mm［12］，仍然先定初值為35 mm.閉口間隙與其公稱直徑有關，s0=(0.003 ～ 0.005)D，即 s0=0.84 ～1.4 mm.由限制條件是≈22～34，公稱直徑D為280 mm，先取=28，那么其徑向厚度t=10 mm.

通過先確定其中一個參數為定值，來改變其他參變量.用這種互算迭代的方法，直到結果收斂于安全范圍之內.最終確定活塞環(huán)氣環(huán)的主要參數:公稱直徑D為280 mm;環(huán)高h為6 mm;自由開口尺寸 s為 37 mm;開口間隙 s0為 0.84～1.4mm;徑向厚度t為11.2 mm;平均徑向壓力 p0為0.1 MPa;切向彈力Ft為75～85 N;斷面形狀為矩形斷面;材質為合金鑄鐵;表面處理［13］為鍍鉻.

1.2 幾何模型的建立

采用CAD建模軟件，結合前面所設計的結構尺寸進行建模.對于分析套裝應力的模型，只需要建立活塞環(huán)自由狀態(tài)的幾何模型.為了對活塞環(huán)氣環(huán)的工作應力的進行分析，本文在建立了活塞環(huán)模型的同時，還建立了活塞和缸套的簡化模型，如圖3、圖4所示.

環(huán)是標準尺寸，按照前面設計建模.其中缸套和活塞是經過簡化的，而環(huán)槽與環(huán)之間的側面間隙和背隙則是根據柴油機手冊計算得來.其中側面間隙Δh=0.2 mm，背隙則是通過環(huán)槽的直徑公式求解得來，背隙Δt=0.15 mm.

1.3 有限元模型及邊界條件的確定

有限元分析時分為前處理、加載和后處理三大部分，其主要過程可分以下步驟進行.

幾何模型的導入，對模型參數進行校核并確定單位制;設置單元類型，強度計算中，采用單元類型為實體單元SOLID185;材料彈性模量設置為E=115 000 MPa.同時進行理論校核彈性模量，由前面公式算出平均徑向壓力，再代入活塞環(huán)氣環(huán)參數可推出:

與所選材料合金鑄鐵的彈性模量E=115 000MPa基本上是符合的.

接著進行網格的劃分，通過面控制來掃掠體，最終的網格模型有15 197個節(jié)點和12 024個單元;加載部分首先要加約束條件，本文在分析套裝應力時，在開口正對面的外側軸向節(jié)點上加全約束，有7個節(jié)點.為防止受力時環(huán)上下發(fā)生扭曲，在環(huán)的下表面加軸線Y方向的約束.然后在環(huán)口斷面施加2 MPa向外的壓力，模擬環(huán)套裝時開口向外掰開的力;設置計算步長，進行計算.

2 活塞環(huán)氣環(huán)的強度有限元分析

活塞環(huán)氣環(huán)有兩種狀態(tài):套裝狀態(tài)與工作時的工作狀態(tài).因此需要針對兩種狀態(tài)進行強度分析，驗證應力結果是否滿足設計要求.

2.1 活塞環(huán)套裝應力的有限元分析

如圖5，最大變形在端口處，端口總的尺寸為S總=27.3 ×2+37=91.6 mm，大于徑向厚度的80倍，滿足套裝給定標準的約束條件.

從環(huán)的徑向應力分布看(圖6)，在內表面和外表面是受力最大的，由兩個表面向中間延伸，應力又逐漸降低，因此內外表面處理應是活塞環(huán)制造時的重點.在計算機仿真分析中，最大套裝應力出現在環(huán)開口對面處，其最大的套裝應力從圖中可以看出為σ'max=393.43 MPa.對最大套裝應力進行相應的理論校核，其許用應力范圍為[ σ 'max]=300～400 MPa，校核公式為:

理論校核計算的結果為σ'max=363.49 MPa，結果符合實際，并且有限元的計算結果σ'max＜［σ'max］=400 MPa，在安全許用應力范圍之內.

2.2 活塞環(huán)工作狀態(tài)的應力分析

在工作過程當中，活塞環(huán)隨著活塞被裝入氣缸后，依靠自身彈力一直處于工作狀態(tài)，并且長期將處于柴油機的運轉過程，在壓力、溫度的高負荷作用下，應力也會急劇增大，為了能持續(xù)保證良好的工作狀態(tài)，需要對其工作應力進行詳細的分析.

前面也提到了本文進行了活塞和缸套輔助模型的簡化建立，計算過程同套裝應力分析時相似，單元類型定義時仍然采用SOLID185，只是在材料屬性定義時，氣環(huán)與活塞以及缸套的材料相差甚大.在保證其強度和剛度足夠的前提下，它們同取一種材料即可，選取彈性模量為E=210 GPa，泊松比μ=0.3.缸套和活塞主要是輔助與氣環(huán)作接觸，氣環(huán)與缸套、環(huán)槽之間主要用面面接觸.

根據設計的要求，其最高燃燒爆發(fā)壓力要達到13 MPa，經過環(huán)槽間隙到達背部時產生的背壓減少到76%.所以本文對氣環(huán)的加載為:在環(huán)上表面加載向下的氣體壓力p1=13 MPa，環(huán)背壓力p'1=0.76p1=9.88 MPa，并且氣體的泄露主要通過環(huán)的開口間隙處狹小縫隙，此處開口斷面也會受到壓力為p=13 MPa的作用.其具體約束和加載見圖7.計算過程設置時間TIME=1，步長為10，進行多次迭代計算，提高了計算結果的準確性.

有限元分析結果中(圖8)，其最大工作應力σmax=288.27 MPa.對于最大工作應力 σmax的理論校核十分必要，其許用應力范圍為［σmax］=200～300MPa.可通過下述公式進行理論校核:

最大工作應力在材料的許用安全范圍之內，仿真結果與理論校核結果相近.并且最大套裝應力與最大工作應力的關系為σ'max=1.42σmax在應力約束條件范圍 σ'max=(1.2～1.5)σmax之內，再次驗證了最大工作應力和最大套裝應力在理論上都滿足設計要求.

最后，在工作狀態(tài)下對氣環(huán)的徑向壓力分布進行分析.本次對某型柴油機的氣環(huán)設計以均壓環(huán)為模型分析活塞環(huán)工作狀態(tài)時的工作應力，得到了其內側表面壓力分布情況，如圖9.在分析取點時，大致每隔18度取一個點，從分布結果來看，大致均勻，數值均在20MPa左右.隨后進行了數據處理，顯示結果以圓柱坐標為參考，在Matlab中將圓柱坐標通過極坐標來表示如圖10.

3 活塞環(huán)的導熱分析

在分析活塞環(huán)的導熱時，其模型不變，仍然采用前面工作應力分析時的組合模型進行有限元熱分析，網格劃分不變，通過軟件中結構到熱的轉化即可.實體單元采用SOLID70，材料屬性中主要定義每種材料的導熱系數K，缸套、活塞和氣環(huán)導熱系數各不相同，經過材料的屬性的查找，分別定義:缸套為52 W/(m· k)，活塞為45 W/(m·k)，氣環(huán)為100 W/(m· k)，燃氣的對流換熱系數 hc=2.5 W/(m2· k).

在其邊界上，根據實驗數據統計可知，缸套溫度T1=90℃ ，活塞第一環(huán)槽處溫度T2=150℃，氣環(huán)上表面和內表面進行對流換熱的燃氣溫度T3=200℃ .將這些初始邊界條件一一加到模型中，加載便完成.在計算前，為了統一單位，通過絕對零度的設置來進行攝氏溫度、華氏溫度以及開氏溫度的轉換.預處理完成后即可進行時間、步長的設置，進而計算求解.

如圖11所示為分布均勻的溫度梯度，其對熱流的傳導有推動作用，有利于活塞的散熱.熱流密度最大值為30 W/mm，如圖12，處在環(huán)與缸套接觸面的底端，最小值僅為0.63 W/mm，處在環(huán)的內表面和上表面的一部分，在這些地方多為對流換熱，而活塞環(huán)主要是以對活塞的導熱為主.

4 結論

隨著柴油機性能要求的提升，對于活塞環(huán)也有了更高的要求，因此活塞環(huán)的設計和改良也就成了目前急需解決的問題.論文對某型大功率柴油機活塞環(huán)氣環(huán)進行參數選擇，根據設計尺寸在CAD中進行了建模，再通過建立氣環(huán)、活塞和缸套的簡化裝配模型，在軟件中進行軸線對齊、接觸面匹配等相關的全約束后，模擬活塞環(huán)的服役實際，對其進行有限元分析，具體分析了其強度特性.

(1)對工作與套裝應力的分析結果顯示，最大值與理論計算值相近，并且都在許用應力安全范圍內.從套裝與工作狀態(tài)方面驗證了本次活塞環(huán)氣環(huán)有限元分析的可靠性;

(2)分析活塞環(huán)工作狀態(tài)時的應力結果顯示，數值均在20 MPa左右.從而證明了本次對某型大功率柴油機的均壓環(huán)模型設計的正確性.

(3)對活塞環(huán)進行了熱傳導的分析，溫度場的分布和熱流密度都說明了本文所設計的活塞環(huán)導熱性能良好，滿足工作要求.

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