劉東，黃國(guó)龍，孫世磊，李國(guó)興,，王鐵，魏健龍

(1.太原理工大學(xué)車(chē)輛工程系，山西 太原 030024；2.濰柴重機(jī)股份有限公司，山東 濰坊 261041； 3.新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團(tuán))有限公司，河南 新鄉(xiāng) 453000)

缸套穴蝕會(huì)導(dǎo)致氣缸密封失效和結(jié)構(gòu)損壞，進(jìn)而造成動(dòng)力系統(tǒng)故障，甚至危及人身安全?？张莞g是缸套穴蝕的最主要原因[1]，由于冷卻水套結(jié)構(gòu)復(fù)雜并封閉在發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部，而且缸套水側(cè)流場(chǎng)空化狀況是一個(gè)瞬態(tài)、高頻的變動(dòng)過(guò)程[2]，僅通過(guò)試驗(yàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水空化流進(jìn)行觀測(cè)較難實(shí)現(xiàn)[3-4]，計(jì)算流體力學(xué)的迅速發(fā)展為深入研究穴蝕機(jī)理提供了有效的研究方法。

國(guó)內(nèi)外對(duì)于穴蝕的模擬研究已取得一定的成果。屈盛官等[5]搭建缸套附近水腔的三維流場(chǎng)模型并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，以通過(guò)減少水腔內(nèi)微渦和流動(dòng)死區(qū)的方式來(lái)減輕缸套穴蝕。聞仲卿[6]與Prasanta Sarkar[7]等從空泡潰滅的角度出發(fā)，研究近壁面空泡的潰滅過(guò)程，并對(duì)其潰滅之后的沖擊作用進(jìn)行分析。夏冬生[8]與杜慧勇[9]等對(duì)壁面振動(dòng)作用下的缸套水側(cè)空化現(xiàn)象進(jìn)行模擬，分析缸套振幅、頻率和冷卻水流速等因素對(duì)空化狀況的影響。Ohta[10-11]建立冷卻水場(chǎng)的聲-固耦合模型，對(duì)活塞敲擊作用下的壓力波動(dòng)進(jìn)行分析。目前對(duì)缸套的振動(dòng)變形研究大多是基于估算，且在冷卻水?dāng)?shù)值模擬的過(guò)程中未考慮缸套表面具體的振動(dòng)變形和冷卻水套厚度等因素。

為了將缸套具體的振動(dòng)變形考慮進(jìn)流場(chǎng)空化特性的數(shù)值模擬中，本研究結(jié)合氣缸總成瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析與水套空化數(shù)值模擬，將瞬態(tài)分析計(jì)算得出的缸套振幅與頻率以動(dòng)網(wǎng)格的形式輸入流場(chǎng)中，建立缸套主推力側(cè)流場(chǎng)的二維多相流空化模型，研究缸套表面高頻振動(dòng)過(guò)程中空化氣泡的產(chǎn)生機(jī)理，對(duì)比不同水套厚度與流場(chǎng)出口壓力下的空化特性，分析缸套主推力側(cè)各區(qū)域的穴蝕傾向。

1 氣缸總成瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

缸套表面振動(dòng)是其水側(cè)流場(chǎng)發(fā)生空化的直接誘因[12]。目前關(guān)于缸套表面振動(dòng)變形的獲取方式有兩種：試驗(yàn)測(cè)量與數(shù)值仿真?，F(xiàn)有的振動(dòng)測(cè)量只能獲取缸套少數(shù)區(qū)域的振動(dòng)響應(yīng)，無(wú)法獲取整個(gè)缸套壁面的振動(dòng)信息。因此，本研究以某國(guó)Ⅵ水冷式6缸柴油機(jī)為研究對(duì)象，結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)與有限元瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析來(lái)獲取其缸套表面的振動(dòng)變形。

1.1 試驗(yàn)設(shè)計(jì)

試驗(yàn)所用發(fā)動(dòng)機(jī)為一臺(tái)直列6缸四沖程、水冷式重型電控柴油機(jī)，其主要性能參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

采用Kistler6052CU20爆壓傳感器測(cè)量缸內(nèi)燃燒壓力；通過(guò)Kistler8720A500微型防水加速度傳感器獲取缸套的振動(dòng)加速度，由于冷卻水套區(qū)域較為狹窄，難以在缸套主副推力側(cè)布置傳感器，為此，將振動(dòng)傳感器安裝在第6缸缸套中部與第5缸水套連接的位置，具體布置情況見(jiàn)圖1。上述信號(hào)均采用YE6232B 16通道采集系統(tǒng)進(jìn)行記錄，采樣頻率為20 kHz，記錄不同工況下的缸壓和振動(dòng)數(shù)據(jù)。

圖1 振動(dòng)傳感器布置圖

1.2 活塞側(cè)向力計(jì)算

活塞對(duì)缸套的側(cè)向敲擊是柴油機(jī)缸套振動(dòng)的最主要激勵(lì)源[13]。由于活塞-連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)，且活塞與氣缸套之間存在配合間隙，燃燒爆發(fā)壓力驅(qū)動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)并對(duì)缸套產(chǎn)生沖擊。如圖2所示，活塞的側(cè)向推力由燃燒壓力和活塞組件運(yùn)動(dòng)的慣性力分解而來(lái)，推動(dòng)活塞組件橫向往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而不斷地對(duì)缸套產(chǎn)生敲擊。側(cè)向力Fp的表達(dá)式為

[Fc-mlrcω2(cosωt+λcos2ωt)]×

(1)

式中：λ為曲柄連桿長(zhǎng)度之比；rc為曲軸半徑；ml為活塞組件的等效質(zhì)量；Fc為缸內(nèi)燃燒壓力。

圖2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)示意

活塞側(cè)向力與燃燒壓力直接相關(guān)，試驗(yàn)結(jié)果顯示該柴油機(jī)在1 300 r/min@1 700 N·m時(shí)的燃燒壓力最高，故對(duì)該工況下的活塞側(cè)向力進(jìn)行計(jì)算，相應(yīng)變化曲線見(jiàn)圖3。

圖3 燃燒壓力與側(cè)向力曲線

1.3 材料與邊界條件

研究所用柴油機(jī)的缸套本質(zhì)上是一個(gè)獨(dú)立的圓柱體，其頂部和底部均由機(jī)體支撐。該款柴油機(jī)所用的缸套為QT600-3球墨鑄鐵，其彈性模量為1.69e+11 Pa，泊松比為0.286，密度為7 120 kg/m3。該國(guó)Ⅵ柴油機(jī)最高燃燒壓力可達(dá)到24 MPa，其活塞材料為42CrMo4，該材料的彈性模量為2.1e+11 Pa，泊松比為0.28，密度為7 850 kg/m3，此種鋼活塞可以承受較高的燃燒壓力和溫度。

為避免不合理的約束使缸套的模態(tài)特性發(fā)生改變，影響仿真精度，本模型在限制自由度時(shí)沒(méi)有采用固定約束與配合間隙的方式，而是利用一系列無(wú)摩擦接觸對(duì)其進(jìn)行約束。這種約束方式綜合考慮了接觸面的動(dòng)態(tài)變形導(dǎo)致的局部約束狀態(tài)變化，使計(jì)算出的缸套模態(tài)特性更加準(zhǔn)確。在前期仿真研究中[13]，考慮預(yù)緊變形與熱變形對(duì)缸套高頻動(dòng)態(tài)響應(yīng)影響甚微，本研究的重點(diǎn)為缸套高頻振動(dòng)作用下冷卻水空化特性，因而進(jìn)行了簡(jiǎn)化建模。

瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模型中，為提高計(jì)算效率，活塞設(shè)置為剛體，其余部件網(wǎng)格均采用正六面體單元?jiǎng)澐郑瑔卧叽鐬? mm，共計(jì)生成約5萬(wàn)個(gè)單元，22萬(wàn)個(gè)節(jié)點(diǎn)，構(gòu)建的活塞動(dòng)態(tài)敲擊有限元模型與網(wǎng)格劃分見(jiàn)圖4。

圖4 活塞敲缸有限元模型與網(wǎng)格劃分

1.4 仿真分析與數(shù)據(jù)處理

在計(jì)算完成后，獲取缸套各節(jié)點(diǎn)的動(dòng)態(tài)位移和加速度響應(yīng)數(shù)據(jù)。在對(duì)仿真數(shù)據(jù)展開(kāi)分析之前，需要依據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)所建模型參數(shù)選定的合理性進(jìn)行校驗(yàn)。為了確保數(shù)據(jù)的可比性，在模型上選取與傳感器測(cè)點(diǎn)位置對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)調(diào)取仿真加速度數(shù)據(jù)。通過(guò)幅頻分析對(duì)1 300 r/min@1 700 N·m工況下實(shí)測(cè)與仿真振動(dòng)加速度信號(hào)的幅值與頻率進(jìn)行對(duì)比分析，結(jié)果見(jiàn)圖5。由圖5可見(jiàn)，仿真與實(shí)測(cè)加速度信號(hào)中峰值對(duì)應(yīng)的頻率比較接近，表明選定的建模參數(shù)能夠較好表征結(jié)構(gòu)固有特性；同時(shí)仿真尖峰幅值與實(shí)測(cè)值在量級(jí)上接近，表明模型基本能夠反映活塞側(cè)擊動(dòng)能轉(zhuǎn)換為結(jié)構(gòu)振動(dòng)能量的轉(zhuǎn)化規(guī)律。

圖5 仿真與實(shí)測(cè)加速度對(duì)比

為研究缸套在側(cè)擊力作用下振動(dòng)特性與結(jié)構(gòu)模態(tài)的相關(guān)性，首先利用ANSYS軟件對(duì)缸套進(jìn)行模態(tài)分析以確定缸套模態(tài)頻率與模態(tài)振型，相應(yīng)模態(tài)振型見(jiàn)圖6。

圖6 缸套前四階模態(tài)振型

由圖6可看出：一階模態(tài)頻率為1 352.5 Hz，模態(tài)振型主要表現(xiàn)為缸套下半部分的徑向變形；二階模態(tài)頻率為1 768.3 Hz，模態(tài)振型與一階相似，但其變形區(qū)域?yàn)楦滋椎纳习氩糠?；三四階模態(tài)振型則表現(xiàn)為沿圓周方向的復(fù)雜變形。

對(duì)活塞側(cè)擊力作用下缸套的動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)行分析，圖7a示出380°曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)缸套的變形情況，其主變形位置處于冷卻水套所在區(qū)域，在該區(qū)域內(nèi)缸套主推力側(cè)設(shè)置10個(gè)等間距監(jiān)測(cè)點(diǎn)以分析缸套不同區(qū)域的模態(tài)特性變化(見(jiàn)圖7b)。

圖7 缸套變形云圖與水套區(qū)域分析節(jié)點(diǎn)劃分

對(duì)各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行時(shí)頻分析。圖8示出缸套主推力側(cè)節(jié)點(diǎn)7在活塞側(cè)擊力作用下動(dòng)態(tài)響應(yīng)數(shù)據(jù)的時(shí)頻圖譜。從下方的時(shí)域振動(dòng)位移曲線可以看出，缸套在側(cè)擊作用下呈現(xiàn)為低頻受迫振動(dòng)和高頻模態(tài)振動(dòng)的疊加，缸套高頻振動(dòng)部分的頻率主要分布在1 000～2 000 Hz之間，該頻段與缸套前兩階模態(tài)頻帶(1 352.5 Hz和1 768.3 Hz)接近，這表明缸套表面高頻振動(dòng)與其固有模態(tài)有關(guān)。

圖8 主推力側(cè)節(jié)點(diǎn)7動(dòng)態(tài)響應(yīng)時(shí)頻圖

在側(cè)擊力峰值附近，高頻響應(yīng)以二階模態(tài)振動(dòng)為主，隨著活塞下行，振動(dòng)頻率逐漸降低至一階模態(tài)頻率。缸套受迫振動(dòng)頻率較低，小于100 Hz。對(duì)比活塞側(cè)擊力與振動(dòng)位移曲線，活塞在側(cè)向力峰值的驅(qū)動(dòng)下激勵(lì)出缸套的前兩階模態(tài)響應(yīng)，缸套主推力側(cè)的振動(dòng)響應(yīng)與活塞側(cè)向力之間相關(guān)性顯著。

對(duì)比缸套主推力側(cè)節(jié)點(diǎn)1～10的振動(dòng)位移曲線和頻域分布，各節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)特性在時(shí)域和頻域分布上未見(jiàn)明顯差異，主要差別在于振動(dòng)位移幅值不同。各監(jiān)測(cè)節(jié)點(diǎn)在缸套二階模態(tài)附近的振幅和低頻受迫振動(dòng)幅值見(jiàn)圖9。

2 冷卻水套空化數(shù)值模擬

為研究缸套振動(dòng)對(duì)冷卻水套空化程度的影響，將動(dòng)力學(xué)模型獲取的缸套振動(dòng)變形作為流場(chǎng)仿真模型的邊界輸入，研究缸套壁面附近冷卻液流場(chǎng)空化特性。

2.1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

在活塞運(yùn)動(dòng)主推力側(cè)的冷卻水套內(nèi)選取截面，去掉部分結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)，簡(jiǎn)化后的冷卻水套二維模型見(jiàn)圖10a。該柴油機(jī)冷卻水套高度105 mm，水套厚度3 mm，根據(jù)上述氣缸總成瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果，在活塞側(cè)擊力作用下，缸套振動(dòng)特性呈區(qū)域性差異，為準(zhǔn)確模擬缸套壁面振動(dòng)，根據(jù)上述的10個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置將二維模型中的缸套外壁分為10個(gè)子區(qū)域。

為精確檢測(cè)到缸套外壁的微小振動(dòng)，提高計(jì)算精度，本次模擬采用50 μm的四邊形單元對(duì)二維水套模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共計(jì)生成126 815個(gè)網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分見(jiàn)圖10b。

圖10 冷卻水套二維模型與網(wǎng)格劃分

2.2 控制方程

假設(shè)冷卻水套內(nèi)的氣液兩相流為均相流動(dòng)，其連續(xù)性方程和動(dòng)量方程如下：

(2)

(3)

式中：ui為流體在xi坐標(biāo)方向上的流速分量；ρ為混合流體密度；p為混合流體壓力；μ為混合流體的動(dòng)力黏度；μi為湍流黏度。

2.3 湍流模型

分析近壁面流場(chǎng)特性是研究缸套穴蝕的關(guān)鍵，基于此，引入由Menter[14]發(fā)展而來(lái)的SSTk-ω模型，其兼具k-ω模型在近壁面模擬和k-ω模型在遠(yuǎn)場(chǎng)區(qū)域計(jì)算的優(yōu)點(diǎn)，在廣泛的流動(dòng)域中具有更高的計(jì)算精度，其方程表達(dá)式為

(4)

(5)

式中：方程右側(cè)前三項(xiàng)分別為湍流生成項(xiàng)、耗散項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)；Cω為交叉擴(kuò)散項(xiàng)，各常項(xiàng)系數(shù)取值見(jiàn)文獻(xiàn)[15]。

2.4 空化模型

Singhal等[14]提出的全空化模型考慮了氣液兩相流中的未凝結(jié)氣體，利用此模型研究冷卻水套的空化流動(dòng)更為合適，氣液兩相流中氣體輸運(yùn)方程的普遍形式為

(6)

(7)

(8)

式中：k為湍動(dòng)能；σ為流體表面張力系數(shù)；fv為氣相質(zhì)量分?jǐn)?shù)；fg為未凝結(jié)氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)；ρl為液體密度；Pv為水的飽和壓力；P為流場(chǎng)壓力；常量Ce=0.02，Cc=0.01。

2.5 邊界條件設(shè)定

柴油機(jī)內(nèi)部冷卻水流速通常要求小于2 m/s，以防止流動(dòng)過(guò)程產(chǎn)生過(guò)多氣泡，故將模型入口邊界設(shè)置為速度入口，流速為1 m/s，并將入口處的氣體體積分?jǐn)?shù)設(shè)置為0。且在柴油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，冷卻水道內(nèi)壓力一般為100～300 kPa[17]，故設(shè)置壓力出口，表壓為100 kPa，研究70 ℃時(shí)冷卻水套內(nèi)的空化狀況。

缸套振動(dòng)頻率和振幅對(duì)冷卻水空化流動(dòng)有著顯著的影響[11]，高頻振動(dòng)更容易激發(fā)冷卻水的空化特性，由上述瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)可知，水套所在區(qū)域正是缸套二階模態(tài)的主變形區(qū)域，且在缸套的主振動(dòng)區(qū)間，該區(qū)域的振動(dòng)以二階模態(tài)振動(dòng)為主，所以本研究采用與缸套二階模態(tài)相近的頻率作為二維空化模型的壁面振動(dòng)頻率，至于其低頻受迫振動(dòng)頻率則可通過(guò)近似計(jì)算得出。為方便數(shù)值模擬，并同時(shí)考慮受迫振動(dòng)與模態(tài)振動(dòng)對(duì)冷卻水空化流動(dòng)的影響，本研究將缸套主推力側(cè)各區(qū)域振動(dòng)位移進(jìn)行簡(jiǎn)化，各壁區(qū)振動(dòng)位移表達(dá)式為

y=Aisin(2πfit)+Ajsin(2πfjt)。

(9)

式中：y為節(jié)點(diǎn)振動(dòng)位移；Ai為各節(jié)點(diǎn)模態(tài)振動(dòng)幅值；Aj為各節(jié)點(diǎn)受迫振動(dòng)幅值；fi為模態(tài)振動(dòng)頻率，fi=1 768 Hz；fj為受迫振動(dòng)頻率；fj=36 Hz；t為時(shí)間。

在數(shù)值模擬中，利用動(dòng)網(wǎng)格模擬缸套壁面振動(dòng)，考慮到各節(jié)點(diǎn)附近振動(dòng)狀況相近，將各節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)位移作為其所在壁區(qū)的振動(dòng)位移，編寫(xiě)UDF(用戶(hù)自定義函數(shù))以描述各壁區(qū)的運(yùn)動(dòng)函數(shù)，研究冷卻水套厚度、流場(chǎng)初始?jí)毫?、缸套振?dòng)方式(受迫振動(dòng)和模態(tài))對(duì)缸套水側(cè)空化狀況的影響。

考慮到由壁面振動(dòng)引起的水套內(nèi)部空化流動(dòng)是一個(gè)瞬時(shí)變化的過(guò)程，為提高計(jì)算精度，對(duì)水套內(nèi)部流場(chǎng)的分析則采用較小的時(shí)間步長(zhǎng)和更大的迭代步數(shù)。本次計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)為14 μs，計(jì)算步數(shù)為1 000步。

3 結(jié)果分析

3.1 穩(wěn)態(tài)流動(dòng)結(jié)果分析

冷卻水套在不考慮壁面振動(dòng)時(shí)的內(nèi)部流場(chǎng)特性見(jiàn)圖11。流動(dòng)狀態(tài)穩(wěn)定時(shí)，冷卻水套內(nèi)部平均流速為1.5 m/s,符合柴油機(jī)冷卻水流速要求；穩(wěn)定時(shí)的內(nèi)部流場(chǎng)絕對(duì)壓力為200 kPa，滿(mǎn)足水套內(nèi)部流場(chǎng)壓力要求。

圖11 冷卻水穩(wěn)態(tài)流速和絕對(duì)壓力

3.2 瞬態(tài)流動(dòng)結(jié)果分析

圖12示出壁面振動(dòng)狀況下冷卻水流場(chǎng)的空化特性變化。由圖12可以看出，隨著冷卻水壓力波動(dòng)，氣體體積分?jǐn)?shù)發(fā)生大幅波動(dòng)。流場(chǎng)內(nèi)的絕對(duì)壓力越低，其對(duì)應(yīng)的氣體體積分?jǐn)?shù)越大，而隨著流場(chǎng)內(nèi)壓力升高，其內(nèi)部氣體體積分?jǐn)?shù)迅速降低，在壓力達(dá)到峰值時(shí)降到最低。由于水套厚度較小，在壁面振動(dòng)的過(guò)程中內(nèi)部流場(chǎng)會(huì)產(chǎn)生反射沖擊波疊加效應(yīng)，振動(dòng)產(chǎn)生的壓力波與從水套外壁傳遞而來(lái)的反射波相互疊加，使整個(gè)流場(chǎng)的振動(dòng)加強(qiáng)，內(nèi)部壓力梯度增大，空化特性增強(qiáng)。

為研究低頻受迫振動(dòng)對(duì)缸套穴蝕的影響，本研究對(duì)比了缸套外壁同時(shí)施加模態(tài)振動(dòng)和受迫振動(dòng)與只施加模態(tài)振動(dòng)下的冷卻水空化特性。缸套外壁在兩種振動(dòng)狀態(tài)下的絕對(duì)壓力和氣體體積分?jǐn)?shù)變化趨勢(shì)基本一致。在t=0.008 s之前，兩種振動(dòng)狀態(tài)下壓力變動(dòng)基本吻合，而氣體體積分?jǐn)?shù)變化有明顯差異，在施加受迫振動(dòng)的狀態(tài)下，空化比率更高；在t=0.008 s之后，兩種振動(dòng)下的空化狀態(tài)一致，這是因?yàn)?.008 s之后整個(gè)冷卻水流場(chǎng)變動(dòng)趨于穩(wěn)定，其內(nèi)部冷卻水壓力和氣體體積分?jǐn)?shù)呈周期性變化。

圖12 區(qū)域7冷卻水空化特性曲線

為更直觀地研究壁面振動(dòng)下的冷卻水套內(nèi)部流場(chǎng)空化狀況，對(duì)一個(gè)模態(tài)振動(dòng)周期(0.55～1.11 ms)內(nèi)的流場(chǎng)絕對(duì)壓力和氣體體積分?jǐn)?shù)進(jìn)行分析，結(jié)果見(jiàn)圖13。由圖13可知，在t=0.55～0.69 ms時(shí)，缸套外壁在側(cè)向力的作用下向外變形，冷卻水域被壓縮，壓力升高，內(nèi)部空泡潰滅，當(dāng)t=0.69 ms時(shí)，水套中下部區(qū)域壓力在該周期內(nèi)達(dá)到最大，約為540 kPa，氣體體積分?jǐn)?shù)降到最低，約為0.2%；在t=0.69～0.83 ms時(shí)，缸套外壁處于向外變形后的恢復(fù)階段，對(duì)冷卻水域的壓縮作用逐步減小，水域內(nèi)的壓力逐步降低到穩(wěn)定狀態(tài)；在t=0.83～0.97 ms時(shí)，在高頻振動(dòng)作用下，缸套由平衡狀態(tài)向內(nèi)縮狀態(tài)變形，整個(gè)冷卻水域體積增大，內(nèi)部壓力不斷降低，產(chǎn)生負(fù)壓，冷卻水發(fā)生空化，當(dāng)t=0.97 ms時(shí)，缸套變形到最內(nèi)側(cè)，此時(shí)水套中下部區(qū)域的壓力達(dá)到該周期內(nèi)最低，約為55 kPa，氣體體積分?jǐn)?shù)在此時(shí)達(dá)到該振動(dòng)周期下的峰值，約為2.2%；在t=0.97～1.11 ms時(shí)，缸套處于內(nèi)縮變形后的恢復(fù)階段，冷卻水體積逐步恢復(fù)到穩(wěn)定狀態(tài)，壓力升高，氣體體積分?jǐn)?shù)降低。

以上分析表明，空泡潰滅伴隨的壓力波動(dòng)是造成缸套穴蝕的主要原因，高頻模態(tài)振動(dòng)對(duì)冷卻水場(chǎng)的空化特性影響顯著，且水場(chǎng)內(nèi)部的空化狀況呈區(qū)域性差異。模態(tài)振幅較高的第7至第9子區(qū)域氣體體積分?jǐn)?shù)較高，穴蝕傾向明顯。此外，水場(chǎng)內(nèi)壓力和氣體體積分?jǐn)?shù)的波動(dòng)與缸套模態(tài)變形方式密切相關(guān)：當(dāng)冷卻水體積縮減時(shí)，流場(chǎng)壓力升高，氣體體積分?jǐn)?shù)降低；當(dāng)冷卻水體積增大時(shí)，流場(chǎng)壓力降低，氣體體積分?jǐn)?shù)升高。

圖13 冷卻水腔內(nèi)空化特性云圖

3.3 冷卻水套厚度影響分析

在相同的振動(dòng)狀況下，調(diào)整冷卻水套厚度，研究?jī)?nèi)部冷卻水場(chǎng)的空化特性，本研究對(duì)比了冷卻水套分別為3 mm，4 mm和5 mm時(shí)水場(chǎng)內(nèi)兩個(gè)模態(tài)振動(dòng)周期的氣體體積分?jǐn)?shù)變化，結(jié)果見(jiàn)圖14?？梢?jiàn)，當(dāng)冷卻水套厚度增加1 mm時(shí)，其內(nèi)部氣體體積分?jǐn)?shù)峰值下降20%，當(dāng)水套厚度增加2 mm時(shí)，其內(nèi)部氣體體積分?jǐn)?shù)降低30%。隨著水套厚度的增加，缸套穴蝕傾向明顯減弱。這是由于冷卻水套厚度增加，其內(nèi)部流場(chǎng)對(duì)于振動(dòng)產(chǎn)生壓力的緩沖作用增強(qiáng)，壓力梯度減小，流場(chǎng)空化效應(yīng)減弱，同時(shí)，水套厚度的增加會(huì)減弱流場(chǎng)內(nèi)部的反射沖擊波疊加效應(yīng)，流場(chǎng)變動(dòng)相對(duì)穩(wěn)定，穴蝕傾向降低。

圖14 不同水套厚度下區(qū)間3的氣體體積分?jǐn)?shù)曲線

3.4 流場(chǎng)出口壓力的影響分析

通過(guò)調(diào)整出口壓力，改變冷卻水場(chǎng)內(nèi)部的穩(wěn)態(tài)壓力，考慮到壁厚太薄產(chǎn)生的反射波疊加效應(yīng)會(huì)導(dǎo)致水套內(nèi)部壓力變動(dòng)難以穩(wěn)定，為方便對(duì)比分析，水套厚度為5 mm，其他邊界條件不變的狀況下，研究出口壓力分別為80 kPa，100 kPa和120 kPa時(shí)冷卻水套內(nèi)部空化狀況的差異，結(jié)果見(jiàn)圖15。可見(jiàn)，增加流場(chǎng)初始?jí)毫?，其?nèi)部氣體體積分?jǐn)?shù)略有減小。

圖15 不同出口壓力下區(qū)間3的氣體體積分?jǐn)?shù)曲線

4 結(jié)論

a) 缸套在活塞側(cè)向力作用下的高頻振動(dòng)與缸套結(jié)構(gòu)固有模態(tài)有關(guān)，高頻模態(tài)振動(dòng)對(duì)冷卻水空化特性影響顯著，缸套水側(cè)中下部的模態(tài)變形區(qū)域氣體體積分?jǐn)?shù)波動(dòng)較大，穴蝕傾向明顯；

b) 冷卻水套厚度對(duì)空化作用影響明顯，適當(dāng)增加水套厚度可以有效降低缸套穴蝕風(fēng)險(xiǎn)，將所研究的水套厚度增加1 mm和2 mm，氣體體積分?jǐn)?shù)分別降低20%和30%；

c) 冷卻水出口壓力對(duì)缸套水側(cè)空化狀況有一定影響，增大出口壓力，氣體體積分?jǐn)?shù)小幅降低。