基于存儲(chǔ)法測(cè)溫試驗(yàn)的活塞強(qiáng)度與疲勞分析

饒曉軒 黃榮華 陳琳 魯康 周培

（1.華中科技大學(xué)，武漢 430074；2.武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，武漢 430200）

1 前言

活塞是燃燒室的關(guān)鍵部件，其工作時(shí)不僅受到燃?xì)獗l(fā)壓力、高速往復(fù)慣性力、側(cè)推力和摩擦力等機(jī)械負(fù)荷的作用，頂部還承受了高溫燃?xì)庵芷谛詻_刷所導(dǎo)致的熱負(fù)荷，工作環(huán)境極為惡劣[1]。在兩種負(fù)荷共同作用下，活塞在經(jīng)過長(zhǎng)時(shí)間高負(fù)荷的運(yùn)行后可能會(huì)出現(xiàn)頂部開裂、拉缸、抱死等失效故障，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性和耐久性產(chǎn)生嚴(yán)重威脅[2]。

近年來，國(guó)內(nèi)有不少學(xué)者針對(duì)活塞的強(qiáng)度和疲勞壽命開展了較為深入的研究工作，但在部分研究中[3-5]活塞熱邊界條件利用經(jīng)驗(yàn)公式確定，未經(jīng)過測(cè)溫試驗(yàn)標(biāo)定，不能保證計(jì)算精度，還有部分研究[6-7]雖然利用硬度塞法測(cè)量了活塞溫度以標(biāo)定熱邊界條件，并計(jì)算得到熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)，但其側(cè)重點(diǎn)在于校核活塞強(qiáng)度，未能進(jìn)一步對(duì)活塞的疲勞壽命展開深入研究。此外，使用硬度塞法測(cè)溫的精度取決于合金材料的選取以及后期硬度標(biāo)定誤差，尤其是當(dāng)測(cè)點(diǎn)與燃?xì)饪拷鼤r(shí)所測(cè)結(jié)果與真實(shí)溫度場(chǎng)有較大差異?；诖?，本文使用自主研制的高精度存儲(chǔ)式裝置進(jìn)行活塞測(cè)溫試驗(yàn)，以確?；钊臏y(cè)溫精度，并建立了包含發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程計(jì)算、缸內(nèi)三維燃燒數(shù)值模擬、熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)數(shù)值模擬、疲勞壽命分析在內(nèi)的完整分析流程，最后對(duì)某型柴油機(jī)活塞進(jìn)行強(qiáng)度與疲勞壽命分析。

2 活塞穩(wěn)態(tài)溫度測(cè)量試驗(yàn)

2.1 存儲(chǔ)式活塞溫度測(cè)量裝置

本文所使用的高精度存儲(chǔ)式活塞溫度測(cè)量裝置[8]如圖1所示。該裝置包含溫度傳感器、巡弋開關(guān)和數(shù)據(jù)存儲(chǔ)模塊。溫度傳感器選用型號(hào)為Omega TT-K-40的熱電偶，其穩(wěn)態(tài)信號(hào)最大測(cè)量誤差為±2 ℃，能夠滿足活塞穩(wěn)態(tài)溫度測(cè)量要求。巡弋開關(guān)模塊和數(shù)據(jù)存儲(chǔ)模塊由耐高溫絕緣膠封裝，固定在活塞銷座上，內(nèi)部含有實(shí)時(shí)時(shí)鐘芯片、數(shù)據(jù)存儲(chǔ)器和電池等元件。試驗(yàn)時(shí)，該裝置能記錄和存儲(chǔ)所測(cè)活塞溫度數(shù)據(jù)和時(shí)間等信息，電池最長(zhǎng)有效工作時(shí)間超過1 星期，能滿足多工況、長(zhǎng)時(shí)間的測(cè)量需求。顯然，與傳統(tǒng)的硬度塞法、易熔合金法等相比，本文使用的存儲(chǔ)式測(cè)溫裝置具有測(cè)量精度高、操作簡(jiǎn)便、能連續(xù)測(cè)量多個(gè)工況等優(yōu)勢(shì)。

圖1 存儲(chǔ)式溫度測(cè)量裝置安裝

試驗(yàn)機(jī)型為一款直列六缸四沖程水冷增壓柴油機(jī)，由于活塞熱-機(jī)耦合應(yīng)力一般與發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷正相關(guān)[9]，最大熱-機(jī)耦合應(yīng)力往往出現(xiàn)在標(biāo)定工況，因此本文選取標(biāo)定工況進(jìn)行研究。

2.2 活塞溫度測(cè)點(diǎn)布置

活塞溫度測(cè)點(diǎn)的布置要考慮在活塞上鉆孔布線的方便性，并選取活塞熱負(fù)荷與熱失效的關(guān)鍵點(diǎn)，本文共選取了5 個(gè)測(cè)點(diǎn)。為給后續(xù)活塞溫度場(chǎng)數(shù)值模擬提供軸向深度的標(biāo)定點(diǎn)，同時(shí)為便于鉆孔，將測(cè)點(diǎn)1 設(shè)置于距離活塞頂面15 mm 的進(jìn)氣側(cè)火力岸處，偏離進(jìn)、排氣門避閥坑中心連線15°。測(cè)點(diǎn)2設(shè)置于活塞進(jìn)氣門避閥坑處，與測(cè)點(diǎn)1位于偏離進(jìn)、排氣門避閥坑中心連線15°的同一條直線上。測(cè)點(diǎn)3設(shè)置于活塞中心凸起頂部，測(cè)點(diǎn)4設(shè)置于排氣側(cè)凹坑處，測(cè)點(diǎn)5設(shè)置于排氣門避閥坑邊緣處。測(cè)點(diǎn)3～測(cè)點(diǎn)5均位于進(jìn)、排氣門避閥坑中心連線上。活塞測(cè)點(diǎn)布置如圖2所示。

3 活塞強(qiáng)度與疲勞壽命分析

活塞頂面與周期性高溫燃?xì)庵苯咏佑|，因而頂面的傳熱邊界條件對(duì)準(zhǔn)確計(jì)算熱負(fù)荷至關(guān)重要。為盡可能提高計(jì)算精度，本文建立了缸內(nèi)燃燒-活塞流固耦合傳熱模型以計(jì)算活塞溫度場(chǎng)。將溫度載荷和機(jī)械載荷同時(shí)加載至整個(gè)活塞，即可計(jì)算得到熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)，進(jìn)行活塞強(qiáng)度校核。最后通過施加載荷譜和定義S-N曲線實(shí)現(xiàn)對(duì)活塞疲勞壽命的預(yù)測(cè)。

活塞強(qiáng)度與疲勞壽命的完整分析流程如圖3所示。

圖2 活塞測(cè)點(diǎn)布置

圖3 活塞強(qiáng)度與疲勞壽命分析方法

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程計(jì)算

本文利用AVL BOOST軟件建立了發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程計(jì)算模型，該模型主要包括氣缸、管路及功能部件。管路包括進(jìn)氣總管、進(jìn)氣歧管、排氣總管、排氣歧管等，功能部件包括增壓器、中冷器、進(jìn)氣穩(wěn)壓容積腔等。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)所測(cè)數(shù)據(jù)，經(jīng)過反復(fù)調(diào)整校核，計(jì)算所得的缸壓曲線與試驗(yàn)測(cè)得的缸壓曲線吻合較好，最大誤差不超過2%。

3.2 缸內(nèi)三維燃燒數(shù)值模擬

試驗(yàn)機(jī)型有2 個(gè)進(jìn)氣道（包括1 個(gè)螺旋氣道和1 個(gè)切向氣道）和2個(gè)排氣道，其中2個(gè)排氣道在出口附近匯合為1 個(gè)出口，噴油器安裝孔位于火力面中心。將在Pro/E 軟件中建立的幾何模型導(dǎo)入HyperMesh 軟件中進(jìn)行幾何處理和面網(wǎng)格劃分。在面網(wǎng)格劃分過程中，關(guān)鍵位置選取較小尺寸的面網(wǎng)格，以保證網(wǎng)格貼合度。最后將處理完畢的網(wǎng)格模型導(dǎo)入Converge 軟件中進(jìn)行三維燃燒數(shù)值模擬，模擬中選用的子模型如表1所示。

表1 三維燃燒數(shù)值模擬子模型

3.3 溫度場(chǎng)數(shù)值模擬

由缸內(nèi)三維燃燒傳熱數(shù)值模擬可計(jì)算得到活塞頂面循環(huán)時(shí)均熱流密度分布，以坐標(biāo)節(jié)點(diǎn)的形式將每個(gè)節(jié)點(diǎn)的循環(huán)時(shí)均熱流密度值導(dǎo)出至Fluent軟件中，作為溫度場(chǎng)數(shù)值模擬的第二類傳熱邊界條件。除頂面外，活塞其他位置的熱傳遞一般可視為穩(wěn)態(tài)過程，可采用第三類傳熱邊界條件結(jié)合相關(guān)經(jīng)驗(yàn)公式確定[10]，經(jīng)反復(fù)迭代修正得到標(biāo)定工況下活塞側(cè)面和底面等部位的換熱系數(shù)和流體溫度。除活塞頂面外，各部位施加的第三類傳熱邊界條件如表2所示。

表2 標(biāo)定工況活塞傳熱邊界條件

該活塞為鋁合金材質(zhì)，密度為2 700 kg/m3，導(dǎo)熱系數(shù)為156 W/(m·K)，比熱容為902 J/(kg·K)。標(biāo)定工況下活塞測(cè)點(diǎn)溫度仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比情況如圖4所示。

圖4 活塞測(cè)點(diǎn)溫度仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

由圖4 可見，活塞各測(cè)點(diǎn)溫度的計(jì)算誤差值均在±10 ℃以內(nèi)，相對(duì)誤差均在±5%以內(nèi)，說明所建立的缸內(nèi)燃燒-活塞流固耦合數(shù)值模擬模型計(jì)算精度較高，結(jié)果可信度高，所計(jì)算出的溫度場(chǎng)可用作后續(xù)分析。

3.4 熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)數(shù)值模擬

本文使用Abaqus 軟件對(duì)活塞熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬。在初始步中設(shè)置讀取活塞溫度場(chǎng)的計(jì)算結(jié)果，即可完成熱載荷的加載。由于活塞與活塞銷的直接接觸力與約束十分復(fù)雜，為避免約束施加不當(dāng)而導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果失真，在模型中裝配了活塞銷，以便施加活塞銷和銷座的約束條件。在活塞銷和連桿小頭接觸區(qū)域，對(duì)沿活塞軸向和沿活塞銷徑向的移動(dòng)副和轉(zhuǎn)動(dòng)副進(jìn)行約束。活塞工作時(shí)卡環(huán)限制了活塞銷軸向運(yùn)動(dòng)，為防止活塞銷的軸向竄動(dòng)，在銷座側(cè)面約束其沿該方向的移動(dòng)。

在活塞所受的機(jī)械載荷中，對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響最大的是最大爆壓，其次是往復(fù)慣性力和側(cè)推力，摩擦力的影響較小。為節(jié)省計(jì)算資源，本文只考慮對(duì)結(jié)果影響較顯著的最大爆壓、往復(fù)慣性力以及側(cè)推力。爆壓加載時(shí)，活塞頂面、火力岸及第一環(huán)槽上表面取標(biāo)定工況下的最大爆壓Pmax（16 MPa），第一環(huán)槽內(nèi)側(cè)面和下表面取75%Pmax，第一環(huán)岸和第二環(huán)槽上、下表面取25%Pmax，第二環(huán)槽內(nèi)側(cè)面取20%Pmax，活塞其他位置的壓力可以忽略，不加載爆發(fā)壓力。

通過加載往復(fù)慣性加速度完成對(duì)活塞往復(fù)慣性力的施加，活塞往復(fù)慣性加速度aj為[11]：

式中，r=97.5 mm為曲柄半徑；ω=157 rad/s為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度；α=0.051 rad為連桿與氣缸軸線夾角；λ=0.279為曲柄連桿比。

活塞裙部的側(cè)推力在軸向上呈拋物線分布，在周向上呈余弦函數(shù)分布，該活塞油膜承壓角為90°，如圖5所示，其側(cè)推力壓力分布函數(shù)為[12]：

式中，QA為側(cè)推力；x為偏離活塞中心的距離；θ為偏離軸線角；R=85 mm為活塞半徑；L=88 mm為活塞半軸長(zhǎng)。

圖5 活塞裙部側(cè)推力壓力分布

3.5 疲勞壽命數(shù)值模擬

發(fā)動(dòng)機(jī)在實(shí)際運(yùn)行中不僅承受著起停工況造成的低周疲勞損傷，還承受著缸內(nèi)多循環(huán)高頻變化的溫度、壓力及往復(fù)慣性力所造成的高周疲勞損傷。本文所研究的柴油機(jī)一般長(zhǎng)時(shí)間穩(wěn)定運(yùn)行，起停工況較少，因而活塞的主要失效形式是高周疲勞破壞[13]。

本文使用Fe-Safe 軟件進(jìn)行活塞的高周疲勞分析，采用基于臨界平面法的主應(yīng)力模型進(jìn)行壽命預(yù)測(cè)，選用Goodman修正法則對(duì)平均應(yīng)力的影響進(jìn)行修正。此外，綜合活塞的形狀和尺寸兩方面因素，通過查找尺寸系數(shù)曲線取尺寸系數(shù)ε=0.7?？紤]到活塞精加工后表面仍會(huì)存在一些細(xì)微的劃痕，成為活塞失效的誘因，取表面加工系數(shù)為β1=0.98。

不考慮柴油機(jī)在工作過程中的工況變化以及外載荷的隨機(jī)波動(dòng)，可將1 個(gè)循環(huán)的熱-機(jī)耦合應(yīng)力時(shí)間歷程作為載荷譜。活塞鋁合金材料的S-N曲線通常需要通過拉壓疲勞試驗(yàn)獲取，受試驗(yàn)條件所限，參考與本文活塞材料和結(jié)構(gòu)相近的文獻(xiàn)[14]中的S-N曲線，如圖6 所示，其中，N為試件發(fā)生破壞時(shí)的疲勞循環(huán)次數(shù)。

圖6 活塞材料S-N曲線

4 結(jié)果分析

4.1 溫度場(chǎng)結(jié)果分析

標(biāo)定工況下活塞溫度場(chǎng)分布如圖7 所示。活塞頂面的溫度整體很高，且溫度分布呈一定的對(duì)稱性，從中心沿徑向向外溫度逐漸降低，至凸臺(tái)處又升高，隨后至活塞邊緣呈降低趨勢(shì)?；钊罡邷囟葹?42.6 ℃，出現(xiàn)在頂面中心凸起部位，造成這一現(xiàn)象的主要原因是燃料在速燃期產(chǎn)生巨大爆發(fā)壓力并釋放出大量熱能，而活塞頂面中心凸起部位與火焰中心距離很近，勢(shì)必導(dǎo)致溫度大幅度上升。此外，活塞頂面凸臺(tái)邊緣處因燃燒火焰沿燃燒室凹坑壁面上卷蔓延而受燃?xì)鉀_刷嚴(yán)重，導(dǎo)致溫度也很高。從活塞頂部到底部溫度逐漸降低，最低溫度出現(xiàn)在裙部底端，僅為110 ℃左右?；鹆Π短幍臏囟仍?69～189 ℃范圍內(nèi)，第一環(huán)槽處的溫度在162～169 ℃范圍內(nèi)，都在可以保證潤(rùn)滑油正常工作的合理范圍內(nèi)，說明活塞整體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)較為合理，油腔和水套的冷卻效果良好。

圖7 活塞溫度場(chǎng)分布

4.2 熱應(yīng)力場(chǎng)結(jié)果分析

標(biāo)定工況下活塞熱應(yīng)力場(chǎng)分布如圖8 所示。由圖8 可知，活塞熱應(yīng)力場(chǎng)分布較為規(guī)律，層次分明，最大熱應(yīng)力為52.59 MPa，出現(xiàn)在環(huán)形冷卻油腔與豎直油道接觸的拐角處，最小熱應(yīng)力為0.1 MPa，出現(xiàn)在裙部底端邊緣處?；钊斆嬷行膮^(qū)域和進(jìn)、排氣避閥坑邊緣處的溫度雖然很高，但熱應(yīng)力并不大，都在10 MPa 以內(nèi)。燃燒室凹坑區(qū)域和活塞內(nèi)腔頂部熱應(yīng)力較大，達(dá)到40 MPa。活塞頂部外側(cè)邊緣、火力岸以及第一環(huán)槽處熱應(yīng)力都在20～30 MPa 范圍內(nèi)，活塞裙部大部分區(qū)域的熱應(yīng)力都在10 MPa 范圍內(nèi)，銷座外側(cè)邊緣等局部區(qū)域熱應(yīng)力在10～20 MPa 范圍內(nèi)。熱應(yīng)力較大的部位都位于油腔附近，該區(qū)域因油腔的存在產(chǎn)生了很大的溫度梯度，表明油腔雖然能使活塞溫度降低，但同時(shí)也會(huì)造成較大的熱應(yīng)力。

圖8 活塞熱應(yīng)力場(chǎng)分布

4.3 機(jī)械應(yīng)力場(chǎng)結(jié)果分析

圖9 所示為標(biāo)定工況下活塞機(jī)械應(yīng)力場(chǎng)的分布情況。機(jī)械應(yīng)力最為集中的位置為活塞銷座內(nèi)側(cè)上邊緣，最高達(dá)到206.3 MPa，銷座頂部區(qū)域的應(yīng)力也在100 MPa 以上。出現(xiàn)這種現(xiàn)象是由于在最大爆壓時(shí)刻活塞頂部承受了巨大的爆發(fā)壓力，這種壓力層層傳遞到活塞銷上，而活塞銷中部由連桿小頭支撐，該處所允許的變形最小，活塞銷座的頂部承受了很大的支反力，加之銷座內(nèi)側(cè)上邊緣存在幾何突變，因而該處應(yīng)力最大。此外，活塞頂部燃燒室凹坑區(qū)域和第一、第二環(huán)槽區(qū)域的機(jī)械應(yīng)力也較大，平均應(yīng)力在20～30 MPa 范圍內(nèi)，這是因?yàn)檫@些區(qū)域直接與缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力接觸，所受影響較大。

圖9 活塞機(jī)械應(yīng)力場(chǎng)分布

4.4 熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)結(jié)果分析

標(biāo)定工況下同時(shí)加載熱載荷和機(jī)械載荷后的耦合應(yīng)力場(chǎng)分布如圖10所示。活塞的最大耦合應(yīng)力出現(xiàn)在銷座內(nèi)側(cè)頂部區(qū)域，這與只加載機(jī)械載荷時(shí)相同，最大耦合應(yīng)力為216.5 MPa，在活塞材料所允許的強(qiáng)度范圍內(nèi)。最大耦合應(yīng)力比機(jī)械應(yīng)力最大值更大，這是熱應(yīng)力與機(jī)械應(yīng)力共同作用的結(jié)果。活塞頂面最大耦合應(yīng)力為69 MPa，位于燃燒室凹坑壁面處。第一環(huán)槽最大耦合應(yīng)力為80 MPa，第二環(huán)槽最大耦合應(yīng)力為55 MPa，裙部大部分區(qū)域的耦合應(yīng)力在10～20 MPa范圍內(nèi)，這些區(qū)域的耦合應(yīng)力均比單一的熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力大。最小耦合應(yīng)力只有0.23 MPa，仍出現(xiàn)在裙部最底端邊緣區(qū)域。與只加載單一載荷時(shí)相比，兩種載荷同時(shí)加載后活塞內(nèi)部的應(yīng)力場(chǎng)更加復(fù)雜，且更不規(guī)律。

圖10 活塞熱-機(jī)耦合應(yīng)力場(chǎng)分布

4.5 疲勞壽命結(jié)果分析

圖11 所示為活塞高周疲勞循環(huán)次數(shù)的分布情況?；钊趬勖姆植寂c耦合應(yīng)力場(chǎng)的分布高度相關(guān)，這是由于應(yīng)力更大處往往更容易產(chǎn)生裂紋，在高頻反復(fù)力的作用下裂紋逐漸擴(kuò)大從而造成疲勞破壞?；钊蟛糠謪^(qū)域的高周疲勞循環(huán)次數(shù)在1.0×1015次左右，發(fā)生疲勞破壞的風(fēng)險(xiǎn)小。活塞銷座內(nèi)側(cè)上邊緣區(qū)域的疲勞循環(huán)次數(shù)在7.2×107次以上，該區(qū)域疲勞壽命最短，因而發(fā)生疲勞破壞的風(fēng)險(xiǎn)最大，在活塞設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)予以重點(diǎn)關(guān)注。此外，環(huán)形冷卻油腔區(qū)域的疲勞循環(huán)次數(shù)為4.0×1012次左右，疲勞壽命相對(duì)較短，也需重點(diǎn)關(guān)注該區(qū)域的設(shè)計(jì)與優(yōu)化。

圖11 活塞高周疲勞壽命預(yù)測(cè)

5 結(jié)束語(yǔ)

本文使用基于高精度活塞溫度測(cè)量裝置所建立的完整分析方法對(duì)某型柴油機(jī)活塞的強(qiáng)度及疲勞壽命進(jìn)行了校核分析，結(jié)果表明，該分析方法可靠實(shí)用、簡(jiǎn)便有效，能準(zhǔn)確校核活塞強(qiáng)度和預(yù)測(cè)疲勞壽命。