基于多體動力學(xué)的3缸增壓柴油機(jī)缸套形變仿真研究

謝永東，王尚，趙洋

(1.江蘇聯(lián)合職業(yè)技術(shù)學(xué)院蘇州建設(shè)交通分院，江蘇 蘇州 215104；2.蘇州大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 蘇州 215000;3.常熟理工學(xué)院汽車工程學(xué)院，江蘇 常熟 215500)

為滿足日益嚴(yán)格的節(jié)能減排要求，柴油機(jī)缸內(nèi)最高燃燒壓力提高到16 MPa以上，但這卻造成缸套活塞組摩擦副的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷大幅度增加。由于氣缸體剛度及其冷卻的不均勻，缸套與活塞環(huán)受缸蓋螺栓預(yù)緊力和活塞高速周期性往復(fù)運(yùn)動的影響，氣缸套容易產(chǎn)生變形。當(dāng)活塞環(huán)的彈力無法補(bǔ)償缸套變形與失圓時(shí)，活塞環(huán)和缸套之間將產(chǎn)生不正常的間隙，會導(dǎo)致油氣泄漏。有研究表明，柴油機(jī)近一半的顆粒物排放是由機(jī)油竄入燃燒室后產(chǎn)生。因此，研究缸套與活塞摩擦副的變形與失圓，從而提高氣缸的密封性，對降低機(jī)油消耗、改善摩擦性能以及降低顆粒物排放都具有重要的意義。

由于活塞工作變形主要呈現(xiàn)為橢圓形，故將橢圓度作為失圓的評價(jià)指標(biāo)。而缸套與活塞環(huán)在熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷作用下，由于其剛度相對較小，容易產(chǎn)生復(fù)雜而不均勻的變形，因此需要以特定的評價(jià)方法對其變形進(jìn)行評估，如主推力面、次推力面內(nèi)徑變化量等徑向變形評價(jià)指標(biāo)，失圓度、傅里葉系數(shù)等徑向變形評價(jià)指標(biāo)，以及軸向變形和同軸度等整體變形評價(jià)指標(biāo)，從而確?；钊h(huán)與缸套間的有效貼合。國內(nèi)外學(xué)者圍繞缸套變形測量方法和變形機(jī)理等開展了大量研究。Fujimoto等研究發(fā)現(xiàn)，缸套變形是由螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的靜態(tài)變形和工作負(fù)荷產(chǎn)生的動態(tài)變形組成，并且在缸套的主推力方向?qū)a(chǎn)生橢圓形變形[1-3]。M-T Mal等采用傅里葉級數(shù)方法，通過分解氣缸變形后氣缸孔相對于理想圓形的偏移，發(fā)現(xiàn)當(dāng)4個(gè)螺栓在氣缸周圍均布時(shí)，缸套呈現(xiàn)出4凸峰特征的失圓變形[4-6]。黎華文等指出，隨著缸墊表面的壓力增加，缸套變形將隨缸墊表面壓力分布不均勻程度的增加而增加[7-9]。寧海強(qiáng)等針對缸套-活塞組，對比分析了預(yù)緊力、熱負(fù)荷以及爆發(fā)工況熱力耦合作用下的綜合應(yīng)力和變形，研究發(fā)現(xiàn)，活塞產(chǎn)生的應(yīng)力集中在燃燒室喉口處，且頂部變形不均，易造成活塞與缸套配合間隙過小，缸套在周向上的變形不均[10-12]。

本研究基于多體動力學(xué)理論，以小排量3缸增壓柴油機(jī)為研究對象，采用CAE分析方法，對比分析了增壓前后氣缸套位移、氣缸套截面變形和氣缸套止口平面度等參數(shù)的變化規(guī)律，提出控制缸套變形的可行方案與措施，以期為進(jìn)一步提高柴油機(jī)工作可靠性，降低污染物排放提供相關(guān)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。

1 有限元模型

1.1 多體動力學(xué)方法

柴油機(jī)主要由缸蓋、缸體、油底殼、配氣機(jī)構(gòu)、曲柄連桿機(jī)構(gòu)等部分組成，屬于多體系統(tǒng)，采用多體動力學(xué)理論建立柴油機(jī)幾何模型，并建立相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型對各部件的運(yùn)動和相互間的作用力進(jìn)行求解。動力學(xué)方程為

(1)

φ(q)=0,

(2)

(3)

1.2 網(wǎng)格劃分

圖1示出柴油機(jī)機(jī)體網(wǎng)格模型?？紤]到有限元網(wǎng)格劃分及研究重點(diǎn)是機(jī)體上平面及缸套變形，所以對模型進(jìn)行了必要的簡化，為減少節(jié)點(diǎn)和不良單元數(shù)，將六角形螺栓簡化為圓形，為減少計(jì)算單元，將飛輪殼、油底殼緊固螺栓簡化為雙頭螺柱。規(guī)定有限元模型的坐標(biāo)系如下：XZ為通過主軸承孔中心線和氣缸中心線的平面；YZ為整個(gè)機(jī)體輪廓靠近第1缸的平面；XY垂直于上述兩平面且通過主軸承孔中心線。X軸的正向?yàn)橛傻?缸指向第1缸，Y軸正向?yàn)橛膳艢夤芤粋?cè)指向進(jìn)氣管一側(cè)，Z軸正向?yàn)橛蓺飧咨w指向曲軸。網(wǎng)格劃分時(shí)，機(jī)體、氣缸蓋采用四面體自由網(wǎng)格，氣缸套采用六面體網(wǎng)格，對于變形較大區(qū)域和接觸區(qū)域，進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為47 213，單元總數(shù)為36 089。

圖1 柴油機(jī)機(jī)體網(wǎng)格模型

1.3 邊界條件設(shè)置

1.3.1位移邊界條件

在工作狀態(tài)下，車輛前輪支架與油底殼連接安裝，須在油底殼上的8個(gè)螺栓孔附近施加YZ方向的約束；后輪支架通過中間的離合器安裝在飛輪殼體上，故在飛輪殼體與離合器連接的圓周上取4個(gè)對稱的螺栓位置施加XYZ全約束；在4個(gè)主軸承蓋上施加X方向的位移約束，以限制軸向竄動[13]。計(jì)算過程中，須將對稱位移約束設(shè)置在整體模型剖分面上，法向位移約束設(shè)置在機(jī)體底部與油底殼接觸面，并在主軸承座孔加載全約束；而綁定約束分別作用在缸套支撐與機(jī)體、螺栓與缸蓋以及螺栓與機(jī)體螺栓孔之間；將缸套與缸套支撐、缸套與氣缸墊以及氣缸墊與缸蓋間設(shè)定為小滑移接觸[14-16]。

1.3.2螺栓預(yù)緊力

若T為預(yù)緊時(shí)螺母上的擰緊力矩，T1為螺紋副摩擦力矩，T2為螺栓頭部與支承面的摩擦力矩，則T=T1+T2。

其中：

式中：f為螺母與支承面摩擦系數(shù)；D1為螺母最大內(nèi)切圓直徑；d0為螺孔內(nèi)徑；F′為螺母支承面接觸面上的壓力。則

式中：Kt為擰緊力矩系數(shù)，取值0.1～0.3；d為螺紋大徑；d2為螺紋中徑；λ為螺紋升角；ρv為螺紋副角當(dāng)量摩擦角。

根據(jù)以往對缸蓋螺栓的測試結(jié)果，計(jì)算出Kt=0.237。缸蓋螺栓M14在擰緊力矩下，平均螺栓預(yù)緊力為48 221 N；主軸承蓋螺栓M12在擰緊力矩下，平均螺栓預(yù)緊力為42 194 N；油底殼螺栓M8在擰緊力矩下，平均螺栓預(yù)緊力為10 812 N；飛輪殼上螺栓M8在擰緊力矩下，平均螺栓預(yù)緊力為10 812 N；飛輪殼下螺栓M10在擰緊力矩下，平均螺栓預(yù)緊力為15 790 N。

1.3.3壓力和運(yùn)動部件慣性力

表1示出柴油機(jī)3個(gè)缸在增壓與非增壓兩種條件下，所處的曲軸轉(zhuǎn)角、氣缸壓力及加載在曲軸上的連桿推力和活塞側(cè)推力數(shù)值。可以看出，3個(gè)缸的曲軸轉(zhuǎn)角依次減小，氣缸壓力分別作用在對應(yīng)氣缸內(nèi)；連桿推力施加在主軸頸上，活塞側(cè)推力施加在相應(yīng)氣缸套內(nèi)壁的適當(dāng)位置上，兩者均沿周向120°余弦分布，軸向?yàn)閽佄锞€分布。

表1 主要邊界條件設(shè)置

該3缸柴油機(jī)的發(fā)火順序?yàn)?—3—2，計(jì)算工況為最大扭矩工況，并假設(shè)第2缸處于發(fā)火狀態(tài)。氣缸套的壁厚1.2 mm，氣缸體壁厚5.3 mm，最高燃燒壓力為6.635 MPa，活塞平均有效壓力0.758 MPa，作用在各主軸承蓋上的支座反力可以用桿單元建立曲軸的有限元模型進(jìn)行計(jì)算。

2 結(jié)果分析與討論

2.1 氣缸套位移分析

圖2示出采用增壓技術(shù)前后氣缸套綜合位移云圖。從圖中可以看出，增壓前后3個(gè)缸套變形量雖然變化不大，但各缸變形量均有所不同。無論是否采用增壓，各氣缸套產(chǎn)生較大變形的位置均位于上部，下部變形較小，符合受壓圓筒的變形規(guī)律。各氣缸套變形總體呈橢圓形的趨勢，Y軸拉長，X軸縮短。對比發(fā)現(xiàn)，第2缸的變形相對較大，第1缸和第3缸的變形相對較小。這表明在工作狀態(tài)下，除了機(jī)體對氣缸套的支承結(jié)構(gòu)、螺栓沉孔深度以及整個(gè)機(jī)體的變形和約束外，缸蓋螺栓力、燃?xì)鈮毫?、活塞?cè)推力對缸套的變形的影響也很大。采用增壓技術(shù)后，在螺栓預(yù)緊力、燃?xì)馊紵龎毫Φ淖饔孟?，通過對螺栓應(yīng)力分析發(fā)現(xiàn)，第1牙承受了70%的載荷，造成第1牙附近產(chǎn)生嚴(yán)重的變形。原機(jī)氣缸蓋螺栓孔的沉孔為8 mm，氣缸套螺栓孔深8 mm，螺栓沉孔外徑到氣缸套沉孔外徑間距11 mm，由于螺栓沉孔太淺，第1牙的變形使氣缸套螺栓孔發(fā)生變形，從而導(dǎo)致干式氣缸套的變形。在本次設(shè)計(jì)中將螺栓孔深度增加到38 mm，機(jī)體前端為防止與水泵螺栓干涉，螺栓孔深度減小到25 mm，氣缸套上部變形量同樣大于下部變形量，但各缸套變形量均有所減小。

圖2 增壓前后氣缸套綜合位移云圖

2.2 氣缸套截面變形

為了進(jìn)一步定量評判氣缸套的變形，在氣缸套內(nèi)孔表面選取了距頂端面距離分別為10.00 mm，28.09 mm，44.09 mm，73.09 mm，101 mm，130 mm的6個(gè)截面，對各截面進(jìn)行了應(yīng)變分析(見圖3)。從圖3中可以看出，采用增壓技術(shù)前后，由于第2缸處于發(fā)火狀態(tài)，其受到的側(cè)壓力最大，導(dǎo)致截面1和2的應(yīng)變曲線波動均較大，即缸套在周向的受力不均勻，導(dǎo)致了缸套截面形變不一致，表明螺栓預(yù)緊力以及活塞的側(cè)壓力對氣缸缸套的影響較大，尤其是缸套的頂端部分。

表2示出采用增壓技術(shù)前后，各缸6個(gè)截面的應(yīng)變平均值和方差。以變形較大的第2缸為例可以看出，截面1和截面2的方差遠(yuǎn)大于其他截面，進(jìn)一步證明其受螺栓預(yù)緊力和活塞側(cè)壓力的影響較大。在截面1中，增壓比非增壓時(shí)平均值降低了0.417%，方差增大了7.752%。平均值減小表明增壓時(shí)截面1的變形減小，而方差增大說明變形波動變大，因此，增壓時(shí)，截面1應(yīng)變小，形變小，但形變波動卻變大；在截面2中，采用增壓技術(shù)后平均值沒有變化，方差減小了3.919%，說明截面2的形變波動變小?？赡艿脑蚴窃谧罡呷紵龎毫r，截面1與截面2在徑向同時(shí)受到活塞側(cè)推力、燃?xì)鈮毫?、螺栓預(yù)緊力的作用，缸套2個(gè)截面的形變是三力共同作用的結(jié)果?；钊麄?cè)壓力作用在缸套局部，使得缸套局部發(fā)生變形；燃?xì)鈮毫梢暈樵诟變?nèi)均勻分布，使得缸套整體有向外擴(kuò)張的趨勢；螺栓預(yù)緊力在氣缸周邊屬于均勻分布，能夠均勻地限制缸套的變形。相比于非增壓，柴油機(jī)采用增壓后活塞側(cè)推力、燃?xì)鈮毫?、螺栓預(yù)緊力同時(shí)增大。螺栓預(yù)緊力的增加很好地限制了燃?xì)鈮毫突钊麄?cè)推力增大引起的缸套變形，在截面1處由于活塞側(cè)推力的急劇增大，缸套局部形變量較大，因此波動較大；在截面2處活塞側(cè)推力引起的局部變形減小，因此形變波動降低。在截面3中，采用增壓技術(shù)后，形變平均值減小了0.997%，方差卻增大了24.33%，表明采用增壓技術(shù)后截面3變形波動加??；在截面4中，采用增壓技術(shù)后變形平均值增加了0.314%，方差減小幅度最大，約為15.848%，說明變形波動得到改善。主要的原因是活塞銷、活塞裙部處于截面3與截面4之間，隨著截面的下移，燃?xì)鈮毫ψ饔媒档?，缸套形變量也減小。由于螺栓預(yù)緊力的限制作用以及活塞側(cè)推力的存在，相比于增壓前，增壓后截面3的形變減小，局部形變沒有得到改善；隨著截面的進(jìn)一步下移，在截面4處由于螺栓預(yù)緊力的限制作用減弱，增壓后形變增大。在截面5中，采用增壓技術(shù)后，形變平均值和方差分別增加了0.360%和2.201%，說明兩者對截面5形變的影響較弱。在截面6中，采用增壓技術(shù)后，平均值增加了0.325%，同時(shí)方差增加比率最大，達(dá)37.637%，說明采用增壓技術(shù)會導(dǎo)致截面6處變形波動加劇。

圖3 缸套各截面應(yīng)變

截面截面1截面2截面3截面4截面5截面6非增壓第1缸平均值/10-42.332.842.632.672.733.09方差/10-1019.68125.3590.7831.2172.0371.378第2缸平均值/10-42.413.373.043.172.773.07方差/10-1026.40732.8873.1802.0982.6831.181第3缸平均值/10-41.933.183.123.142.703.03方差/10-1027.56925.9621.3681.7992.0751.899增壓第1缸平均值/10-42.312.842.632.682.733.10方差/10-1016.59123.8600.8151.1181.8441.298第2缸平均值/10-42.403.373.013.182.783.08方差/10-1028.62631.6474.2031.8112.7441.894第3缸平均值/10-41.923.173.113.152.703.04方差/10-1027.36223.4800.7621.6432.2211.983

無論是增壓或是非增壓，3個(gè)缸套的形變波動均在截面1和截面2處，即缸套的頂端部分較為劇烈，形變值較大。由于截面3，4，5，6處在爆發(fā)工況時(shí)不與活塞接觸，燃?xì)鈮毫p小，對活塞的運(yùn)動的影響很小，所以這些截面的變形值及變形波動均較小。相對于3缸非增壓發(fā)動機(jī)，采用增壓技術(shù)對缸套各個(gè)截面的徑向變形影響較小，截面3和截面4處變形波動較為劇烈是由于活塞銷和活塞裙部處于兩截面之間，截面6的形變波動相對最大，但絕對值很小。

2.3 氣缸套止口的平面度

圖4示出采用增壓技術(shù)前后缸套止口平面的應(yīng)變圖。從圖中可以看出，采用增壓技術(shù)前后，缸套上止口平面應(yīng)變均為負(fù)值，說明止口平面產(chǎn)生的應(yīng)變方向是由機(jī)體上方往下變形。為進(jìn)一步分析缸套止口的變形程度，采用平面變形后的不平度(平面節(jié)點(diǎn)最大與最小應(yīng)變之差)參數(shù)對缸套止口的變形程度進(jìn)行定量評價(jià)。計(jì)算表明，采用增壓技術(shù)前后，第1缸的缸套止口不平度分別為10.11×10-4和6.53×10-4，第2缸的缸套止口不平度分別為8.93×10-4和6.89×10-4，第3缸的缸套止口不平度分別為9.29×10-4和6.82×10-4?？梢钥闯?，采用增壓技術(shù)后，各缸的缸套止口不平度均有明顯降低，分別降低了約35.5%，23.2%和26.6%，這主要是由于采用增壓技術(shù)后氣體燃燒壓力增大了30%，利用深沉孔氣缸蓋螺栓結(jié)構(gòu)，螺栓被進(jìn)一步拉長，沉孔以上機(jī)體部分的壓應(yīng)力得到釋放，相應(yīng)的變形減小，導(dǎo)致氣缸套部位的變形和止口平面度減小。在實(shí)際的柴油機(jī)中工作過程中，氣缸蓋與缸體之間存在氣缸墊和密封圈，且氣缸墊與密封圈均處于被壓緊狀態(tài)，其中，密封圈具有一定的彈性，當(dāng)螺栓被拉長時(shí)缸蓋對氣缸的壓應(yīng)力得到一定釋放的同時(shí)，具有彈性的密封圈發(fā)生形變瞬間填滿產(chǎn)生的間隙，避免了氣缸漏氣。

圖4 第2缸缸套止口平面應(yīng)變圖

3 結(jié)論

a) 采用增壓技術(shù)前后，各個(gè)缸套變形量雖然變化不大，但各缸變形量均有所不同，總體上氣缸套上部變形較大，下部變形較小，各氣缸套在變形總體上有Y軸拉長，X軸縮短的趨勢，第2缸的變形相對較大，第1缸的變形相對較?。?/p>

b) 采用增壓技術(shù)前后，各缸套的頂端部分變形波動均較為劇烈，形變值較大；相對3缸非增壓柴油機(jī)，采用增壓技術(shù)對缸套各個(gè)截面的徑向變形影響較小，對截面3和截面4處變形波動影響較大；

c) 采用增壓技術(shù)后，通過采用深沉孔氣缸蓋螺栓結(jié)構(gòu)，可以有效抑制缸套止口形變發(fā)生，各缸的缸套止口不平度均有明顯降低，分別降低了約35.5%，23.2%和26.6%。