活塞組件耦合作用下的氣缸套變形特征分析

董洪全， 馮慧華

(1. 太原科技大學機械工程學院， 山西 太原 030024； 2. 北京理工大學機械與車輛學院， 北京 100081)

活塞組件耦合作用下的氣缸套變形特征分析

董洪全1， 馮慧華2

(1. 太原科技大學機械工程學院， 山西 太原 030024； 2. 北京理工大學機械與車輛學院， 北京 100081)

為評估某V型高強化柴油機氣缸套的變形特征，考慮活塞組件的耦合作用，建立氣缸套變形分析的有限元分析模型。采用有限元非線性求解方法對氣缸套熱-機耦合工況下結構變形進行求解，獲得氣缸套工作狀態(tài)下的結構變形量，并充分說明在氣缸套結構變形分析中考慮活塞組件耦合效應的重要性。分析了缸套結構縱向及不同高度截面變形特點，結果表明，缸蓋螺栓預緊載荷和活塞側向作用力對缸套缸口和活塞上止點處的截面變形影響較大，氣缸套中下部截面變形相對較小，主要以橢圓變形為主。

耦合作用； 活塞； 氣缸套； 變形

隨著柴油機強化技術的廣泛應用，柴油機結構強度及工作壽命將面臨更加嚴格的要求，因此零部件的設計必須保證足夠的剛度和強度，從而保證整機具有較高的可靠性。氣缸套作為柴油機燃燒室重要組成部件之一，其結構變形將直接影響缸套與活塞之間的配合關系，進而改變?nèi)紵业拿芊鉅顟B(tài)及活塞與缸套間的潤滑性能，導致發(fā)動機的動力性和排放特性受到影響。氣缸套的工作環(huán)境極其苛刻，受力狀況也較為復雜，有關缸套的研究也較多，但主要是針對氣缸套-活塞摩擦副的潤滑特性和磨損機理的研究[1-2]以及缸套動態(tài)特性與穴蝕傾向分析[3]，涉及缸套結構變形的研究主要是針對熱-機耦合作用下的氣缸套結構變形分析[4-5]，對于活塞組件耦合作用影響下的氣缸套結構變形分析研究相對較少。在氣缸套結構變形特征分析中，考慮活塞組件耦合作用的影響，可有效提高氣缸套結構變形分析的準確性，合理分析預測缸套在活塞側向作用力下的結構變形，評估缸套與活塞摩擦副的工作可靠性，因此有必要對氣缸套在活塞組件耦合作用下的結構變形進行深入研究，提高發(fā)動機整體設計水平。

本研究以某V8高功率柴油機為待研機型，考慮活塞組件間的結構耦合效應及燃燒室結構件間的非線性因素的影響，對氣缸套結構變形進行分析，獲得氣缸套截面變形規(guī)律，為柴油機的氣缸套設計提供理論參考。

1 氣缸水套流-固耦合傳熱系統(tǒng)數(shù)值計算

柴油機氣缸套在工作過程中同時承受機械負荷和熱負荷的作用，氣缸套外側與冷卻液接觸并進行熱交換，因此，冷卻水腔中冷卻液的流動狀況直接影響缸套的冷卻效果。為獲得較為準確的傳熱邊界條件，采用流-固耦合的方法對發(fā)動機冷卻水腔內(nèi)冷卻液的溫度場進行計算，以此確定氣缸套外壁面耦合區(qū)的傳熱邊界條件。根據(jù)能量守恒原理，在柴油機缸套及缸蓋處傳熱界面處，傳熱固體結構件傳出的能量與冷卻液吸收的能量相等，因此，冷卻水套的熱傳導Fourier方程與冷卻液的對流傳熱控制方程應滿足如下守恒關系：

(1)

式中：Kcond為固體的導熱系數(shù)；qconv為熱流量；Tw為固體壁面溫度；Tf為傳熱流體溫度；hconv為耦合界面對流傳熱系數(shù)。

發(fā)動機冷卻液密度為985.6 kg/m3。冷卻水套的入口溫度為358 K，流量為4.1 kg/s，冷卻水套采用壓力出口作為計算邊界條件，梯度量為0。應用κ-ε湍流模型，耦合界面區(qū)域采用壁面函數(shù)法進行處理，借助AVL-Fire計算平臺選用改進的Simple算法進行求解，獲得冷卻水腔傳熱系數(shù)(見圖1)。

圖1 冷卻水腔傳熱系數(shù)

2 燃燒室結構件溫度場計算

2.1 燃燒室傳熱邊界條件確定

利用發(fā)動機臺架試驗數(shù)據(jù)，應用GT-Power仿真軟件建立待研發(fā)動機性能仿真分析模型，通過計算獲得燃燒室內(nèi)高溫燃氣的瞬時溫度和瞬時傳熱系數(shù)(見圖2)。對于內(nèi)燃機的每個工作循環(huán)，燃燒室內(nèi)高溫燃氣與結構壁面的熱交換量是恒定的，因此可通過式(2)和式(3)計算獲得發(fā)動機工作過程中燃燒室內(nèi)高溫燃氣的加權平均溫度Tgm和等效傳熱系數(shù)hgm：

(2)

(3)

式中：θ為曲軸轉角；hg為燃燒室內(nèi)燃氣瞬時傳熱系數(shù)；Tg為燃燒室內(nèi)燃氣瞬時溫度。

圖2 燃燒室燃氣溫度和傳熱系數(shù)

活塞和缸套組合結構較為復雜，邊界條件賦值繁瑣，因此可根據(jù)以往分析經(jīng)驗及參考相關機型確定邊界條件[6-8]?；钊蜌飧滋走吔鐓^(qū)域具體劃分見圖3，燃燒室結構件各部分傳熱邊界條件見表1。

圖3 活塞、缸套熱邊界分區(qū)

區(qū)段傳熱系數(shù)/W·(m2·K)-1溫度/K1300373223003633300368430036856500793690057373003988300366

2.2 氣缸蓋、氣缸套耦合溫度場

內(nèi)燃機工作過程中，活塞沿缸套軸線方向作往復運動，活塞頂部與高溫燃氣接觸，氣缸套外壁與冷卻液接觸，因此將流-固耦合計算獲得的傳熱邊界條件分別投射至結構傳熱表面，進行溫度場分析。活塞環(huán)岸及裙部通過潤滑油膜與缸套接觸，傳熱邊界條件很難準確獲得，因此,采用將氣缸套與活塞組件作為整體進行耦合傳熱分析的方法，分析計算氣缸套及活塞結構溫度場，以此保證較高的溫度場求解精度。氣缸蓋和氣缸套的溫度場計算結果分別見圖4和圖5。

圖4 氣缸蓋溫度場

圖5 活塞-缸套耦合溫度場

由圖4氣缸蓋溫度場可以看出，氣缸蓋火力面溫度場呈現(xiàn)高度不均勻性，在排氣側火力面溫度高于進氣側，最高溫度為470 ℃，位于排氣門之間的鼻梁區(qū)。由圖5示出的缸套-活塞耦合溫度場看出，氣缸套上部靠近燃燒室空間區(qū)域溫度較高，最高溫度為260 ℃，位于缸套上緣處，中下部由于受高溫燃氣影響較小，且受冷卻液的傳熱作用的影響溫度有所下降?；钊诤砜谔幊霈F(xiàn)最高溫度，為322 ℃，活塞火力岸區(qū)整體溫度較高，受振蕩冷卻油腔的影響，第一環(huán)岸處溫度為200 ℃。

3 活塞動態(tài)激勵力

3.1 活塞側向力的計算

發(fā)動機工作中，活塞在缸內(nèi)氣體力和自身的慣性力作用下產(chǎn)生對氣缸套周期性的交變的側向力，氣缸套在活塞側向力的作用下產(chǎn)生工作變形。利用氣缸套的工作變形可較為準確地評估活塞與氣缸套間的結合關系。在Excite中，通過建立的柔性多體動力學模型計算活塞運動過程中對氣缸套產(chǎn)生作用力(見圖6)。發(fā)動機整機縮聚模型見圖7，其中活塞主推力側和副推力側分別設有17個縮聚主自由度節(jié)點。

圖6 整機多體動力學模型

圖7 發(fā)動機整機縮聚模型

根據(jù)已建立的整機柔性體多體動力模型，計算獲得相應工況轉速下活塞對缸套的側向力(見圖8)。由于在計算中考慮了機體結構部件間的柔性耦合關系，以及曲柄連桿機構的彈性和阻尼因素的影響，因此，活塞側向力存在數(shù)值波動，計算結果較好地反映了活塞運動對缸套作用力的時變特性。

圖8 活塞側向力

3.2 活塞側向載荷的施加

活塞沿活塞軸向作往復運動的同時，在垂直曲軸方向作橫向運動和繞活塞銷軸的擺動運動。由活塞側向力曲線可知，活塞側向力在活塞運動上止點附近處數(shù)值較大，當曲軸轉角為21°時，活塞對氣缸套的作用力達到最大，數(shù)值為22 042 N。側向力載荷需要通過各縮聚主節(jié)點進行等效轉化?；钊麄认蛄υ跉飧滋捉孛鎯?nèi)作用角度范圍為0°～120°，并按余弦方式遞減分布分別施加在氣缸套主推力側和副推力側。式(4)為活塞側向力分布載荷計算公式，圖9示出了活塞側推力載荷施加范圍。

(4)

式中：F為氣缸套內(nèi)表面主推力側和副推力側主節(jié)點作用力：q為沿缸套內(nèi)表面分布的載荷。

圖9 活塞側向力載荷作用范圍

4 有限元模型及邊界條件

4.1 有限元分析模型

待研機型為V型多缸柴油機，因此，選取發(fā)動機中部氣缸建立有限元分析模型，以提高氣缸套結構變形計算的準確性。在結構分析模型中，相對較為規(guī)則的構件如機體、氣缸套、氣缸墊采用六面體單元進行結構離散化處理，對于結構較為復雜的氣缸蓋，采用四面體二階單元進行結構離散化處理，采用梁單元模擬缸蓋螺栓，所建立的組合結構有限元模型共包含203 935個單元，300 555自由度，具體分析模型見圖10。

圖10 有限元分析模型

4.2 計算邊界條件

發(fā)動機計算工況為最高燃氣燃燒壓力18 MPa，施加在氣缸蓋火力面上，氣門座圈處施加氣門落座載荷，缸蓋預緊螺栓施加預緊載荷84 567 N，將缸蓋溫度場結果耦合作用于組合結構計算模型中。應用罰函數(shù)法對缸蓋、氣缸墊、氣缸套、機體間的接觸關系進行求解分析。

5 氣缸套結構變形計算結果

氣缸套工作變形將直接影響活塞與缸套之間的配合關系，導致活塞環(huán)的過度磨損，出現(xiàn)漏油、漏氣甚至拉缸等故障。因此，在熱-機耦合工況下，分析氣缸套在活塞動態(tài)側推力下的結構變形具有重要意義。

5.1 氣缸套動態(tài)變形

發(fā)動機工作過程中，活塞在運動上止點和下止點間往復運動，對氣缸套產(chǎn)生側向作用力的主節(jié)點范圍為縮聚主自由度節(jié)點5到主自由度節(jié)點15之間。氣缸套在活塞側向載荷作用下產(chǎn)生結構變形，在氣缸套主推力側均布選取7個節(jié)點觀察其動態(tài)變形(見圖11)。由圖中變形曲線可知，活塞在運動上止點和下止點處氣缸套主節(jié)點變形量出現(xiàn)最大值。其中在做功行程中，活塞在上止點附近，缸套主節(jié)點7變形最大，最大變形量為109.3 μm。

圖11 氣缸套主推力側主節(jié)點變形

5.2 氣缸套縱向變形

氣缸套在熱-機耦合狀態(tài)下和活塞側推力作用下所產(chǎn)生的徑向變形，是影響缸套內(nèi)孔壁面與活塞環(huán)所構成的摩擦副之間配合關系的重要影響因素。因此，為了能夠有效評價氣缸套內(nèi)孔壁面在發(fā)動機工作過程的變形特征，分別選取位于氣缸套進氣側270°和排氣側90°位置處的缸套內(nèi)側縱向線，同時選取0°和180°位置處的縱向線作為考察氣缸套在活塞側向載荷作用下的變形特征?？v向線選取位置見圖12。

圖12 氣缸套縱向線

圖13示出了氣缸套在活塞側向載荷作用下的縱向線變形曲線。由氣缸套縱向線變形趨勢可看出，無論是否考慮活塞側向激勵載荷，位于氣缸套上的4條縱向線的變形并不均勻，氣缸套上端缸口以及與發(fā)動機機體接觸的凸肩處變形明顯，氣缸套4條縱向線在缸口邊緣收縮，變形較大。氣缸套中部及下端4條縱向線的變形曲線在考慮活塞側向激勵載荷前后有所不同，在不考慮活塞側向激勵載荷時曲線變形較為平緩，波動幅值較小，在0°～180°方向上，活塞凸肩處最大收縮變形量為56.0 μm，底端出現(xiàn)微量擴張，最大變形量為17.6 μm。在90°～270°方向上，氣缸套凸肩處的最大收縮變形量為41.7 μm，底端出現(xiàn)輕微的收縮變形，最大變形量為18.4 μm。施加活塞側向激勵載荷后，氣缸套上端缸口處變形量變化較小，氣缸套中部及下端變形均有所變化，其中活塞運動上止點位置處缸套變形明顯，在0°～180°方向上，缸套上端凸肩處收縮變形量略有增大，最大變形量為56.5 μm，中下部變形曲線較為平緩，整體出現(xiàn)徑向收縮，底端出現(xiàn)微量擴張。在90°～270°方向上，氣缸套在進氣側膨脹較小，最大變形量為15.3 μm，排氣側由于受活塞側向力的作用變形量較大，最大變形量為109.3 μm。

圖13 氣缸套縱向線變形

5.3 氣缸套徑向變形

氣缸套在工作過程中，在圓周方向上其內(nèi)孔壁將產(chǎn)生非軸對稱徑向變形，進而引起內(nèi)燃機配缸間隙的改變，徑向變形過大往往引起漏油、漏氣等問題，降低內(nèi)燃機工作可靠性。為了清晰地表述氣缸套內(nèi)孔表面的變形特征，在活塞運動方向上，以缸套頂端為起始點，根據(jù)活塞運動位置，選取6個截面作為分析考證依據(jù)，以此來說明氣缸套在工作過程中其內(nèi)孔截面在圓周方向上產(chǎn)生的徑向變形。具體截面選取見圖14。

圖14 氣缸套內(nèi)孔截面位置

圖15示出了缸套不同高度截面變形曲線。由圖中可看出，由于活塞側向載荷的作用，氣缸套在排氣側變形量較大。氣缸套缸口處截面1的變形曲線在缸蓋螺栓作用區(qū)域向內(nèi)凹陷，最大變形量為36.8 μm。位于氣缸套支撐凸肩處的截面2變形曲線出現(xiàn)收縮變形，最大變形量為56.1 μm。截面3變形曲線呈現(xiàn)長橢圓型，其中橢圓的長軸位于氣缸套主推力側和副推力側方向上，主推力側變形較大，最大變形量為93.6 μm。截面4變形曲線與截面3較為相似，在主推力側的最大變形量有所減少，為70.5 μm。氣缸套截面5變形曲線失圓傾向較小，截面變形量相對較小，最大變形量為9.3 μm，截面6變形曲線變形量有所增大，最大變形量為33.6 μm。

由分析可知，由于受缸蓋螺栓預緊載荷作用的影響，氣缸套上端缸口處截面徑向變形狀態(tài)大致呈中心對稱的“花瓣”狀。缸套凸肩處受機體結構約束和缸蓋螺栓預緊載荷的影響，截面變形呈現(xiàn)向內(nèi)凹陷變形。缸套截面3和截面4位置受活塞側向載荷作用，在主推力側缸套具有較大的徑向變形量，截面變形均為長軸位于90°～270°方向上的橢圓形。缸套截面5受機體下支撐結構的影響，截面變形不明顯。位于氣缸套下緣的截面6由于不受結構因素的約束影響，截面變形量有所增加。

圖15 氣缸套內(nèi)孔截面變形

6 結論

a) 應用流-固耦合計算方法對發(fā)動機冷卻系統(tǒng)進行分析，獲得氣缸套傳熱邊界條件，并采用柔性多體動力學方法計算出缸套的移動側向激勵，為氣缸套的結構變形分析提供較為準確的計算邊界條件;

b) 氣缸套受溫度載荷的影響，其結構變形在排氣側變形量大，加之活塞組件的耦合作用，缸套中部活塞上止點處達到變形最大值;

c) 氣缸套缸口截面受溫度載荷和螺栓預緊載荷的作用，截面出現(xiàn)收縮變形,氣缸套中下部截面受活塞側向力作用影響較大，主推力側變形量在活塞上止點處達到最大值。

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[編輯： 姜曉博]

Analysis of Cylinder Liner Deformation Characteristics under Piston Assembly Coupling Interaction

DONG Hongquan1， FENG Huihua2

(1. School of Mechanical Engineering， Taiyuan University of Science and Technology， Taiyuan 030024， China； 2. School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

In order to investigate the deformation characteristics of cylinder liner for a V-type highly intensified diesel engine, the finite element analysis model of cylinder liner deformation characteristics analysis was built through considering the piston assembly coupling interaction. The structure deformation was solved by using the nonlinear finite element method, the amount of structure deformation was obtained and the importance of considering the coupling effect of piston assembly were also in detail described. The deformation characteristics of longitudinal and different height sections for cylinder liner were further analyzed. The results show that the cylinder head bolt preload and the piston lateral force have great influence on the section deformation of cylinder liner brim and piston top dead point. The middle and lower section deformation of cylinder liner is relatively less, mainly showing an elliptical shape.

coupling interaction; piston; cylinder liner; deformation

2016-10-18；

2017-01-12

博士科研啟動項目(校20172001)；高等學校學科創(chuàng)新引智計劃資助(B12022)

董洪全(1979—)，男，博士，主要研究方向為動力總成振動與噪聲控制；hongquandong@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.02.006

TK422

B

1001-2222(2017)02-0035-06