基于摩擦磨损的柴油机活塞裙部型面设计

陈丽，李剑光，赵文斌 ，熊培友 ，辛峻峰

(1.青岛科技大学 机电工程学院，山东 青岛 266061；2.滨州渤海活塞有限公司，山东 滨州 256600)

活塞在工作状态下受热负荷和机械负荷作用发生变形时，活塞裙部不但控制着活塞的稳定性、噪声及机油耗，而且对活塞的疲劳寿命、摩擦磨损也有重要的影响，这就要求活塞裙部型面必须适应活塞工作状态下的形状变化[1-6]。理想状态是活塞在各种温度情况下都能保持尽可能小的运转间隙，以使活塞与气缸壁保持良好贴合，同时保证接触表面有理想的润滑条件，保证流体动力润滑时的最小油膜厚度，起稳定导向作用，改善活塞的工作条件。但如果裙部外圆型面设计不合理，就会造成活塞与气缸之间润滑状态恶化，出现拉缸、敲缸、磨损等现象，严重时则会影响发动机工作性能。因此研究裙部型面设计十分有意义[7-15]。

本研究对某国Ⅵ柴油机活塞裙部型面的设计方法进行了研究，并通过有限元分析和动力学仿真计算，获得最佳设计方案。在发动机1 000 h耐久试验后拆机检测，验证了型面设计的先进性。

1 裙部外圆型面设计理论

外圆型面设计包括纵向型线、横向截面以及纵向变椭圆的设计。据超越函数理论，活塞在热膨胀后纵向型线为中凸的桶形曲线，并在裙部表面与缸套之间形成楔形油隙，活塞高速运动产生流体动力效应，使壁面间油压升高，并使两壁面被油膜分开，实现流体动力润滑效果，从而降低摩擦损失。由流体动力润滑理论可知，内燃机活塞裙部与气缸壁之间的润滑可用方程(1)的流体动力润滑雷诺方程来表示。

(1)

1.1 纵向型线设计

工作状态下，裙部直径最大点的位置接近于活塞销孔中心，有利于润滑油膜的压力分布。活塞纵向型线依据超越函数理论可设计为中凸型线，如图1所示，可用两种形式表示。

图1 超越函数曲线

1) 活塞在工作温度下成正圆柱，中凸型线呈现超越函数：

Rz=R0+Δ0(1-e-MZ)。

(2)

式中：Rz为活塞裙部上端半径；M为材料物理性能系数。

2) 按流体动力润滑的概念，设计成中凸鼓形，在高温工况下适应活塞与缸壁的贴合。

Rz=R1-d|z-z1|n。

(3)

式中：R1为裙部最大直径；d，n按同类活塞的理想类型选取。

在工程实际中，通常将活塞裙部纵向型线从最大直径DN处分为上、下两段裙长，并采用幂函数分别拟合为中凸型型线(见图2)。其中， DN以下距离裙部底端高度为L1， DN以上距离油环槽下侧面高度为L2，拐点距裙部底端的高度为L3，总裙长为LS。

图2 裙部中凸型线

L1段型线拟合方程：

y1=a1·xk1。

(4)

L2段型线拟合方程可采用单项幂函数或叠加幂函数来拟合。

单项幂函数：

y2=a2·xk2；

(5)

叠加幂函数：

y2=a2·xk2+a3·(x0-x1)k3。

(6)

式中：y1，y2为相对于大点DN的径向缩减量；x为相对于大点的纵向距离；x0为相对于裙部底端的高度；x1为拐点L3位置高度，一般可以通过拐点高度与总裙长比值L3/LS=0.55～0.85来确定；通常情况下，k1取值为2～5，k2取值为1.5～3.5，k3取值为2.5～4。

1.2 横向截面椭圆及纵向变椭圆设计

活塞裙部椭圆度与发动机缸径、侧推力、强化程度、活塞材料(弹性模量E)和裙部壁厚等有关。裙部椭圆的设置可使侧向载荷沿裙部周向分布，避免因局部接触压力过高而导致的刮伤及咬合。通过合理的椭圆设计，将活塞横向设计成均压横向型线，可使侧压力均匀分布。

1.2.1横向截面椭圆

裙部椭圆一般为标准椭圆或者修正椭圆(见图3)。

标准椭圆：

(7)

修正椭圆：

(8)

式中：ΔR为半径收缩量；G为椭圆度(椭圆长轴处直径—椭圆短轴处直径)；β为修正系数，对于柴油机而言，裙部椭圆通常采用负修正，β值通常取-0.1；α为ΔR所在位置与长轴夹角。

图3 裙部横向椭圆示意

1.2.2纵向变椭圆

由于活塞裙部纵向不同高度上温度和刚度都有所不同，因此采用纵向变椭圆设计，纵向裙部高度h方向线性变椭圆，椭圆度G为

G=a-b·h。

(9)

式中：G为纵向椭圆度；h为裙部高度；a，b为系数，通常情况下，a取0.3～0.8，b取0.001 5～0.003。

2 型面设计方案及评价标准

本研究所用国Ⅵ柴油机活塞总高为76.5 mm，冷态名义间隙为0.085 mm，裙部高度为51 mm。由于在气缸中运行时活塞裙部上部的温度要高于裙部下部的温度，相应地热膨胀变形也更大，因此，活塞下裙长纵向型线采用单项幂函数曲线，k1取2.6，上裙长分别采用单项幂函数和叠加幂函数两种设计方案，k2和k3分别取值2.8和1.8，根据纵向型线单项幂函数和叠加幂函数拟合方程计算得到的两种方案活塞裙部纵向高度上直径缩减量见表1。

图4示出两种方案裙部纵向型线，可见裙部上部缩减量明显大于裙部下部缩减量，这主要是为了能适应裙部上部较大的热膨胀变形量。

表1 裙部纵向高度直径减量

图4 国Ⅵ柴油机活塞裙部型线拟合曲线

结合活塞横向和纵向变椭圆设计理论，该国Ⅵ柴油机活塞裙部横向椭圆在0°～40°圆周角内采用标准椭圆，在40°～90°圆周角内采用修正椭圆，修正系数β为-0.1。其他圆周角内对称(见图5)。

图5 裙部横向椭圆

纵向采用变椭圆度设计，a取值0.5，b取值为0.002 8。根据椭圆方程计算得到活塞不同纵向高度上1/4横向椭圆半径收缩量(见表2)。

活塞裙部型面设计完成后需要通过有限元和动力学分析对其性能进行仿真计算，主要通过裙部磨损载荷、摩擦损失、接触压力及敲击动能计算结果来对型面设计方案进行评价。其中裙部最大接触压力要求小于35 MPa，且压力分布要尽可能均匀；而磨损载荷、摩擦功损失和敲击动能则要求越小越好。另外，还需要通过发动机台架试验对裙部磨损进行重点考核，试验后通过宏观观察，裙部石墨涂层应保存完整，且不能出现明显的磨损痕迹。

表2 不同纵向高度下1/4横向椭圆半径收缩量

3 有限元分析

3.1 有限元模型

该国Ⅵ发动机主要性能参数见表3。

表3 发动机主要性能参数

为真实反映活塞工作状况以及裙部中凸椭圆型面，根据裙部纵向型线及横向椭圆数据，利用软件建立了包含裙部中凸桶面型线和复合修正椭圆的活塞精确三维几何模型(见图6)。

考虑到活塞对称性，取活塞、活塞销和连杆小头的1/2模型为有限元分析模型。计算采用Ansys自带网格划分技术。为更好呈现数据变化规律并缩短计算周期，在温度梯度较大的部位采用较密集的网格，在温度梯度较小的部位采用相对稀疏的网格(见图7)。

图6 活塞三维几何模型 图7 活塞组件网格模型

3.2 边界条件与求解

为了较为准确地模拟计算出活塞实际承受的负荷情况，必须同时考虑活塞热负荷和机械负荷的共同作用。假定活塞工作时处于稳定工况状态，确定活塞各区域的换热系数，求解活塞稳态温度场的边界条件并进行加载。缸内燃气压力在活塞第一道环槽以上部位可认为是均匀分布，且数值上等于燃气压力。

根据生成的网格模型，所选数值算法及边界条件等进行迭代求解，在计算的同时显示残差曲线图用于跟踪计算结果，得到活塞裙部接触压力和热变形结果。

3.3 热变形计算结果与分析

由于发动机在稳定工作时，活塞的热量交换已经达到平衡，采用第三类边界条件作为载荷边界条件进行加载，通过有限元计算得到的活塞温度场分布及裙部热变形量结果见图8和图9。

图8 活塞温度场分布

图9 活塞裙部热变形量

由计算结果可知，活塞的最高温度出现在燃烧室喉口部位，最高温度到达311.179 ℃，一环槽温度约为213 ℃，裙部上部约为155 ℃，活塞最低温度为128 ℃。裙部上部热变形量为0.245 mm，下部为0.218 mm，且上部变化梯度较大。

3.4 裙部接触压力计算结果与分析

侧向力造成活塞裙部与缸套之间的接触，引起接触压力，最大侧向力工况时活塞裙部的接触压力分布见图10。

从接触压力计算结果来看，方案1活塞裙部最大接触压力为12.63 MPa，出现在活塞裙部中上部，接触面积较小，且压力分布较集中，易造成活塞与气缸之间润滑状态恶化，出现磨损、拉缸等现象。方案2裙部接触压力相对于方案1有所减小，其值为9.93 MPa，且接触压力分布较为均匀，可改善裙部接触及润滑状况。

4 动力学分析

4.1 活塞裙部侧向力

裙部侧向力对活塞与缸套间形成良好的液体动力润滑有重要影响。两种方案活塞裙部侧向力见图11。

图11 裙部侧向力

由计算结果可以看出，方案1活塞裙部最大侧向力为17 588 N，发生在燃烧上止点后约25°曲轴转角；方案2活塞裙部最大侧向力为16 913 N，发生在燃烧上止点后约26°曲轴转角。优化后的方案2裙部侧向力减小，有利于形成良好的润滑油膜。

4.2 活塞敲击动能

活塞二阶运动敲击能量是活塞横向运动动能和转动动能的综合体现，反映了活塞与缸套间的敲击状况，是用来评估发动机噪声及缸套穴蚀的重要参数。图12示出了两种方案活塞的敲击动能。活塞对缸套的敲击能量的峰值及循环内的总能量越小越好。方案1活塞敲击动能为0.138 N·mm，方案2活塞敲击动能为0.084 N·mm，显然，方案1较方案2活塞敲击能量增大十分明显，不利于降低活塞敲击噪声。

图12 活塞敲击动能

4.3 活塞裙部摩擦损失

活塞裙部冷态型面的改变会影响活塞在气缸中运行时热态间隙，从而改变活塞裙部与气缸之间的润滑状况，进而会对裙部的摩擦损失产生一定的影响。图13示出两种方案活塞裙部在一个循环中瞬时摩擦损失计算结果，在做功冲程中摩擦功损失明显大于其他冲程，且方案1的累积摩擦损失为0.824 kW，方案2相对于方案1摩擦损失有所降低，其值为0.629 kW ，降低了约22.45%，对降低柴油机整机摩擦功损失有一定的效果。

图13 活塞裙部磨损载荷

4.4 活塞裙部磨损

在活塞材料已经确定的情况下，活塞裙部某部位的磨损量与该部位的磨损载荷呈正比例关系，因此，可以用磨损载荷来衡量活塞裙部某部位的磨损程度。磨损载荷除了受接触压力影响之外，还与活塞在缸套中的运行速度有关，可以使用接触压力与活塞某点的移动速度Vpist的乘积来表示，即

W=PcVpist。

(10)

式中：W为瞬时磨损载荷；Pc为裙部某点的接触压力；Vpist为裙部某点的速度。

由于活塞裙部的磨损行为最终体现的是一个循环累积的过程，因此，本研究的活塞裙部磨损载荷是裙部表面某点在每个曲轴转角下瞬态磨损载荷的循环累积值，其计算公式为

(11)

图14示出活塞裙部循环累积磨损载荷计算结果。方案1活塞裙部磨损载荷为9.78 MW/m2，而方案2活塞裙部磨损载荷明显减小，其值为5.15 MW/m2，相比方案1降低了约47.3%，活塞裙部接触及磨损改善效果十分明显。

图14 活塞裙部磨损载荷

5 试验验证

将两种方案活塞在同一台发动机中进行1 000 h耐久试验，发动机运行过程中未见明显异常，拆机后两种方案活塞裙部宏观磨合情况见图15。

图15 试验后活塞裙部宏观磨损情况

显然，试验后方案1活塞裙部主推力侧中上部磨损较明显。而方案2裙部贴合较好，石墨涂层保存较完整，且未见磨损痕迹，充分验证了有限元和活塞动力学仿真分析与试验能较好的吻合，同时也验证了裙部型面设计的先进性。

6 结束语

叠加幂函数纵向型线和修正变椭圆的活塞裙部外圆型面使活塞的裙部磨损载荷降低了约47.3%，裙部摩擦损失降低了约22.45%，对优化裙部磨损效果十分明显。且裙部接触压力、侧向力及敲击动能也有所降低，可有效改善裙部接触及润滑，降低发动机噪声。有限元和活塞动力学仿真分析与试验能够较好的吻合。因此，合理运用仿真分析手段，可有效提高设计效率，从而降低试验成本。