盧耀輝，張舒翔，謝 寧，郭 明

(西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都，610031)*

0 引言

柴油機(jī)活塞環(huán)氣環(huán)起到密封、導(dǎo)熱、潤(rùn)滑等作用，其可靠性直接關(guān)系到柴油機(jī)的工作可靠性［1-3］.在氣環(huán)設(shè)計(jì)方面，國(guó)內(nèi)外做了大量研究，梁超［4］總結(jié)了活塞環(huán)的先進(jìn)制造技術(shù)的發(fā)展;單紹平［5］設(shè)計(jì)出了一種高效組合式活塞環(huán)，采用兩環(huán)上下疊加的結(jié)構(gòu)，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(xiàng)創(chuàng)新技術(shù).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(jī)竄漏過(guò)大問(wèn)題實(shí)際有效的辦法，科學(xué)地輔助提升柴油機(jī)的各項(xiàng)性能指標(biāo).國(guó)外學(xué)者針對(duì)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(dòng)力學(xué)數(shù)值仿真算法，解決了復(fù)雜工況的研究難題.本文針對(duì)某型大功率柴油機(jī)活塞環(huán)氣環(huán)，結(jié)合氣環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸，在選定基本參數(shù)的基礎(chǔ)4E0A采用CAD軟件建立了柴油機(jī)活塞環(huán)氣環(huán)的幾何模型;考慮其套裝實(shí)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(duì)其進(jìn)行分析.

1 活塞環(huán)有限元模型建7ACB

主要針對(duì)大功率柴油機(jī)中工作環(huán)境最為惡劣的活塞環(huán)第一道氣環(huán)進(jìn)行強(qiáng)度有限元分析［9］，在保證足夠的強(qiáng)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(shù)

本文選擇矩形斷面環(huán)，這種環(huán)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jī)工作所需要求.活塞環(huán)的設(shè)計(jì)在于選擇合適的尺寸，使其彈力滿足要求，而應(yīng)力又在許可范圍之內(nèi).其主要尺寸有公稱直徑、環(huán)徑向?qū)挾?、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(yuǎn)、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(shù)正視圖

圖2 活塞環(huán)的主要尺寸俯視圖

活塞環(huán)的設(shè)計(jì)要處理好幾何尺寸、彈力和應(yīng)力之間相互制約的關(guān)系，一般先選定平均徑向壓力p0和環(huán)高h(yuǎn)然后調(diào)整自由開口尺寸s和徑向厚度t，保證環(huán)的應(yīng)力在材料許用值以內(nèi).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(lái)講，對(duì)于氣環(huán)p0=0.05～0.2 MPa;對(duì)于鋼片式組合油環(huán) p0=1.0 ～2.0 MPa.p0的計(jì)算公式為:

上述這些主要尺寸之間又互相有一定的聯(lián)系.t和s是決定環(huán)的徑向壓力和應(yīng)力的主要尺寸.當(dāng)減小時(shí)，則環(huán)的套裝應(yīng)力σ'max增加，而工作應(yīng)力σmax減小;減小時(shí)，σ'max和σmax都增加.因此，使在一定范圍內(nèi)，保證σ'max和σmax都不超過(guò)許用值.一般=22～34.對(duì)于合金鑄鐵環(huán)，許用應(yīng)力為σmax=200～300 MPa，σ'max=300 ～400 MPa.通過(guò)查閱柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)［10-11］，某型柴油機(jī)環(huán)高范圍在5～7 mm之間，先設(shè)定為6mm，而自由開口尺寸s是通過(guò)下式得到:

柴油機(jī)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(guān)，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(guò)先確定其中一個(gè)參數(shù)為定值，來(lái)改變其他參變量.用這種互算迭代的方法，直到結(jié)果收斂于安全范圍之內(nèi).最終確定活塞環(huán)氣環(huán)的主要參數(shù):公稱直徑D為280 mm;環(huán)高h(yuǎn)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(zhì)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(jié)合前面所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行建模.對(duì)于分析套裝應(yīng)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(duì)活塞環(huán)氣環(huán)的工作應(yīng)力的進(jìn)行分析，本文在建立了活塞環(huán)模型的同時(shí)，還建立了活塞和缸套的簡(jiǎn)化模型，如圖3、圖4所示.

環(huán)是標(biāo)準(zhǔn)尺寸，按照前面設(shè)計(jì)建模.其中缸套和活塞是經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化的，而環(huán)槽與環(huán)之間的側(cè)面間隙和背隙則是根據(jù)柴油機(jī)手冊(cè)計(jì)算得來(lái).其中側(cè)面間隙Δh=0.2 mm，背隙則是通過(guò)環(huán)槽的直徑公式求解得來(lái)，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(shí)分為前處理、加載和后處理三大部分，其主要過(guò)程可分以下步驟進(jìn)行.

幾何模型的導(dǎo)入，對(duì)模型參數(shù)進(jìn)行校核并確定單位制;設(shè)置單元類型，強(qiáng)度計(jì)算中，采用單元類型為實(shí)體單元SOLID185;材料彈性模量設(shè)置為E=115 000 MPa.同時(shí)進(jìn)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(shù)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(jìn)行網(wǎng)格的劃分，通過(guò)面控制來(lái)掃掠體，最終的網(wǎng)格模型有15 197個(gè)節(jié)點(diǎn)和12 024個(gè)單元;加載部分首先要加約束條件，本文在分析套裝應(yīng)力時(shí)，在開口正對(duì)面的外側(cè)軸向節(jié)點(diǎn)上加全約束，有7個(gè)節(jié)點(diǎn).為防止受力時(shí)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(shí)開口向外掰開的力;設(shè)置計(jì)算步長(zhǎng)，進(jìn)行計(jì)算.

2 活塞環(huán)氣環(huán)的強(qiáng)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(shí)的工作狀態(tài).因此需要針對(duì)兩種狀態(tài)進(jìn)行強(qiáng)度分析，驗(yàn)證應(yīng)力結(jié)果是否滿足設(shè)計(jì)要求.

2.1 活塞環(huán)套裝應(yīng)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(biāo)準(zhǔn)的約束條件.

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

理論校核計(jì)算的結(jié)果為σ'max=363.49 MPa，結(jié)果符合實(shí)際，并且有限元的計(jì)算結(jié)果σ'max＜［σ'max］=400 MPa，在安全許用應(yīng)力范圍之內(nèi).

2.2 活塞環(huán)工作狀態(tài)的應(yīng)力分析

在工作過(guò)程當(dāng)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(zhǎng)期將處于柴油機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程，在壓力、溫度的高負(fù)荷作用下，應(yīng)力也會(huì)急劇增大，為了能持續(xù)保證良好的工作狀態(tài)，需要對(duì)其工作應(yīng)力進(jìn)行詳細(xì)的分析.

前面也提到了本文進(jìn)行了活塞和缸套輔助模型的簡(jiǎn)化建立，計(jì)算過(guò)程同套裝應(yīng)力分析時(shí)相似，單元類型定義時(shí)仍然采用SOLID185，只是在材料屬性定義時(shí)，氣環(huán)與活塞以及缸套的材料相差甚大.在保證其強(qiáng)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(jù)設(shè)計(jì)的要求，其最高燃燒爆發(fā)壓力要達(dá)到13 MPa，經(jīng)過(guò)環(huán)槽間隙到達(dá)背部時(shí)產(chǎn)生的背壓減少到76%.所以本文對(duì)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(guò)環(huán)的開口間隙處狹小縫隙，此處開口斷面也會(huì)受到壓力為p=13 MPa的作用.其具體約束和加載見圖7.計(jì)算過(guò)程設(shè)置時(shí)間TIME=1，步長(zhǎng)為10，進(jìn)行多次迭代計(jì)算，提高了計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性.

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

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

最后，在工作狀態(tài)下對(duì)氣環(huán)的徑向壓力分布進(jìn)行分析.本次對(duì)某型柴油機(jī)的氣環(huán)設(shè)計(jì)以均壓環(huán)為模型分析活塞環(huán)工作狀態(tài)時(shí)的工作應(yīng)力，得到了其內(nèi)側(cè)表面壓力分布情況，如圖9.在分析取點(diǎn)時(shí)，大致每隔18度取一個(gè)點(diǎn)，從分布結(jié)果來(lái)看，大致均勻，數(shù)值均在20MPa左右.隨后進(jìn)行了數(shù)據(jù)處理，顯示結(jié)果以圓柱坐標(biāo)為參考，在Matlab中將圓柱坐標(biāo)通過(guò)極坐標(biāo)來(lái)表示如圖10.

3 活塞環(huán)的導(dǎo)熱分析

在分析活塞環(huán)的導(dǎo)熱時(shí)，其模型不變，仍然采用前面工作應(yīng)力分析時(shí)的組合模型進(jìn)行有限元熱分析，網(wǎng)格劃分不變，通過(guò)軟件中結(jié)構(gòu)到熱的轉(zhuǎn)化即可.實(shí)體單元采用SOLID70，材料屬性中主要定義每種材料的導(dǎo)熱系數(shù)K，缸套、活塞和氣環(huán)導(dǎo)熱系數(shù)各不相同，經(jīng)過(guò)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?xì)獾膶?duì)流換熱系數(shù) hc=2.5 W/(m2· k).

在其邊界上，根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)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(nèi)表面進(jìn)行對(duì)流換熱的燃?xì)鉁囟萒3=200℃ .將這些初始邊界條件一一加到模型中，加載便完成.在計(jì)算前，為了統(tǒng)一單位，通過(guò)絕對(duì)零度的設(shè)置來(lái)進(jìn)行攝氏溫度、華氏溫度以及開氏溫度的轉(zhuǎn)換.預(yù)處理完成后即可進(jìn)行時(shí)間、步長(zhǎng)的設(shè)置，進(jìn)而計(jì)算求解.

如圖11所示為分布均勻的溫度梯度，其對(duì)熱流的傳導(dǎo)有推動(dòng)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(nèi)表面和上表面的一部分，在這些地方多為對(duì)流換熱，而活塞環(huán)主要是以對(duì)活塞的導(dǎo)熱為主.

4 結(jié)論

隨著柴油機(jī)性能要求的提升，對(duì)于活塞環(huán)也有了更高的要求，因此活塞環(huán)的設(shè)計(jì)和改良也就成了目前急需解決的問(wèn)題.論文對(duì)某型大功率柴油機(jī)活塞環(huán)氣環(huán)進(jìn)行參數(shù)選擇，根據(jù)設(shè)計(jì)尺寸在CAD中進(jìn)行了建模，再通過(guò)建立氣環(huán)、活塞和缸套的簡(jiǎn)化裝配模型，在軟件中進(jìn)行軸線對(duì)齊、接觸面匹配等相關(guān)的全約束后，模擬活塞環(huán)的服役實(shí)際，對(duì)其進(jìn)行有限元分析，具體分析了其強(qiáng)度特性.

(1)對(duì)工作與套裝應(yīng)力的分析結(jié)果顯示，最大值與理論計(jì)算值相近，并且都在許用應(yīng)力安全范圍內(nèi).從套裝與工作狀態(tài)方面驗(yàn)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(shí)的應(yīng)力結(jié)果顯示，數(shù)值均在20 MPa左右.從而證明了本次對(duì)某型大功率柴油機(jī)的均壓環(huán)模型設(shè)計(jì)的正確性.

(3)對(duì)活塞環(huán)進(jìn)行了熱傳導(dǎo)的分析，溫度場(chǎng)的分布和熱流密度都說(shuō)明了本文所設(shè)計(jì)的活塞環(huán)導(dǎo)熱性能良好，滿足工作要求.

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