第2期(總第138期)現(xiàn)代車用動力No. 2( serial No. 138)2010年5月MODERN VEHICLE POWERMay.2010doi:10.3969/jisn.l671-5446.2010.02.010活塞動力學模擬計算吳東興2,夏興蘭2,卜安珍2,忻建華,葉春(1.上海交通大學機械與動力工程學院,上海200030;2.中國一汽無錫油泵油嘴研究所,江蘇無錫214063)摘要:采用 AVL Boost軟件模擬的氣缸壓力和 ANSYS軟件模擬的缸套、活塞的變形作為輸人條件,用多體動力學軟件對四缸柴油機活塞的幾種結構形式進行了動力學計算與分析。研究了活塞輪廓剛度以及活塞銷偏置對活塞運動、活塞與缸套接觸壓力的影響。改變活塞輪廓對改善活塞運動有明顯效果,且改動成本較小;減小活塞剛度有利于減小活塞與缸套平均接觸壓力;活塞銷偏置量變化對發(fā)動機活塞運動沒有明顯影響。研究結果表明:當前設計的活塞基本滿足使用要求但仍然有優(yōu)化空間。關鍵詞:發(fā)動機;多體動力學;活塞中圖分類號:TK423文獻標識碼:A文章編號:1671-5446(2010)02-0045-07Dynamics Analysis of PistonWU Dong-xing", XIA Xing-lan, BU An-zhen, XIN Jian-hua,YE Chun(1. Mechanical and Dynamical Academy of Shanghai Jiaotong University200030 China2. Wuxi Fuel Injection Equipment Research Institute, Wuxi 214063, ChinaAbstract: According to cylinder pressure calculated by AVL Boost and cylinder liner deformation and piston deformation calculated byANSYS; the dynamic calculation of piston is carried out by using multi-body dynamics software in a 4-cylinder diesel engine. Theeffects on piston motion and contact forces between piston and cylinder liner for piston contour, piston stiffness and piston pin offset arestudied. Improvement on the piston contour has great influence on piston motion, and the cost for this improvement is less. The averagecontact force between piston and cylinder liner can be decreased if the stiffness of piston is decreased. There is less influence on pistonmotion for the offset of piston pin. The results of the study indicate that the current piston contour can satisfy the base need of use, andthere is also the potential of optimizationKey words: diesel engine; mulit-body dynamics; piston引言體動力學計算分析。計算模型如圖1所示,模型的輸入條件包含缸套、活塞、活塞環(huán)、活塞銷、連桿等運活塞是發(fā)動機的主要零件之一,其形狀輪廓對活動件的質量和剛度等屬性,各運動件的表面輪廓,如塞和缸套工作的可靠性,氣缸的漏氣量,發(fā)動機的機活塞環(huán)、環(huán)槽缸套表面粗糙度等活塞、缸套的熱態(tài)油消耗等有重要影響,發(fā)動機的機油消耗量又直接影輪廓。其中活塞及缸套的剛度、輪廓對活塞運動有響其排放性能。在發(fā)動機開發(fā)過程中需要對活塞各很大影響,必須準確定義。運用有限元法計算活塞區(qū)域受力,頭部擺動等結果進行綜合評價來判斷活塞剛度,根據發(fā)動機缸套溫度場及相關變形數(shù)據計算工作過程中運動的平穩(wěn)性,通過優(yōu)化活塞裙部輪廓及得到缸套、活塞輪廓。剛度來改善活塞運動特性和接觸壓力分布。1.1發(fā)動機參數(shù)計算所用的發(fā)動機為四缸直列水冷柴油機,該1模型的建立機是在原二氣門的基礎上改為四氣門的,改為四氣門后中國煤化工都有顯著的增加運用 AVL Exite-Piston&Ring軟件進行活塞多缸套CNMHG重新設計,新設計收稿日期:2010-02-07作者簡介:吳東興(1977-),男,黑龍江齊齊哈爾人,工程師,目前主要從事發(fā)動機結構強度及性能研究現(xiàn)代車用動力2010年第2期的四氣門發(fā)動機主要參數(shù)如表1所示。所元000/rmin800 rimin80270360450540630曲軸轉角(。)圖2缸內壓力1.3部件輪廓圖1模型圖1.3.1活塞環(huán)本文研究的發(fā)動機活塞環(huán)組由2道氣環(huán)和1道1.2缸內壓力油環(huán)組成第1環(huán)為楔形桶面環(huán)第2環(huán)為內切錐面計算中所用的缸內壓力曲線由Boo件模擬扭曲環(huán),油環(huán)為導向倒角螺旋撐簧油環(huán)(見表2)。計算得到,扭矩點與標定工況點的壓力曲線如圖2表1490柴油機主要參數(shù)形式缸徑/mm行程/mm標定功率/kW標定轉速/rm最大扭矩/Nm最大扭矩轉速/rmin-1四缸、直列、水冷753000表2活塞環(huán)參數(shù)的計算結果調整而來?；钊麩嶙冃尾捎没钊麥囟葓龌钊h(huán)切向彈力開口間隙刮油刃厚數(shù)據(如圖6所示)計算獲得,計算中不考慮活塞周截面形狀/mm/mm向的溫度變化。圖5、圖7中所示的輪廓均為活塞推力面中心母線上各高度處的半徑相對于公稱半徑15.2-22.80.25-0.45的變化量。2環(huán)11.4-19.00.45-0.65油環(huán)38.0-57.00.31.3.2缸套工作狀態(tài)下缸套的實際輪廓形狀對計算結果有模型b溫度/tc變形/um很大的影響2,根據缸套模型(如圖3a所示),利圖3缸套熱變形計算圖用缸套的溫度場數(shù)據(圖3b)和有限元分析相結合的方法得到缸套工作狀態(tài)下的熱變形如圖3c所示,用軸對稱模型計算得到發(fā)動機缸套實際輪廓線如圖所示1.3.3活塞活塞輪廓定義為從主推力側到次推力側180°的形狀范圍,包含冷態(tài)輪廓(如圖5所示)和熱變形量。分析中共采用了5種冷態(tài)輪廓,依次編號為1,2,3,4,5,分別對應圖5中的曲線1,2,3,4,5。其中中國煤化工1為原型機活塞使用的輪廓,2與5為活塞供應商先CNMHG后提供的改型機的輪廓,3與4是根據前2種輪廓2010年第2期吳東興,等:活塞動力學模擬計算0.30-0.20-0.100.0500150200250300半徑變化量/mr半徑變化量/mm圖5活塞冷態(tài)輪廓圖6活塞溫度場圖7活塞疊加輪廓1.4活塞剛度2計算工況活塞剛度通過有限元模型計算獲得,計算模型如圖8所示。計算方法是,在活塞裙部表面選擇有研究過程中一邊進行模擬,一邊分析計算結果,代表性的若干位置,分別沿徑向加載每加載1次,并根據結果調整或優(yōu)化相關參數(shù)。先后共進行了數(shù)記錄所有位置的徑向變形量。選擇0°,15°,35°310個工況的計算,每個計算工況中包含扭矩點與標條母線上的18個區(qū)域其中0°位置為主推力側。定點2個轉速的計算結果,其中最具代表性的數(shù)個計算分18次加載共讀取182個變形數(shù)據,得到工況使用的主要參數(shù)如表3所示。工況1使用原始AVL Excite軟件所需要的剛度陣文件。圖9是其中活塞輪廓、活塞剛度與活塞銷偏置量。工況2是在一次加載計算的活塞變形。動力學計算首先用上工況1基礎上改用供應商初次提供的活塞輪廓。工述方法計算獲得的剛度陣,然后根據計算結果出現(xiàn)況3是在工況2基礎上使用更飽滿的活塞輪廓。工的問題對剛度陣稍作修改,形成新的活塞剛度陣文況4是在工況3基礎上將活塞剛度改小。工況5是件。修改方法是將活塞裙部中上區(qū)域的剛度改小在工況4基礎上將活塞輪廓修改得更飽滿。工況些,以使活塞與缸套接觸面積適當增大。為便于描6、工況7是在工況4基礎上將活塞銷偏置量分別改述,下文將2種剛度情況分別稱為剛度1、剛度2。為04mm與0.6mm。工況8是在工況1基礎上改用供應商再次提供的活塞輪廓。表3計算工況活塞銷工況活塞輪廓活塞剛度偏置量/mm圖8活塞剛度計算模型變形·阻公振中國煤化工3.1CNMHG圖9活塞變形活塞換向平穩(wěn)性主要取決于氣缸壓力、側推力、連桿力以及活塞慣性力四者產生的對活塞銷軸心的現(xiàn)代車用動力2010年第2期力矩。在壓縮沖程末期,活塞緊靠次推力側上行,然要活塞在換向過程中不脫離接觸必須滿足2個條后轉向主推力側,在換向過程中,活塞頭部、中部、裙件:a.活塞所受力矩能夠促使活塞提前擺尾。b,活部三者中誰先接觸主推力側是由活塞所受力矩決定塞與缸套的間隙不能過大或活塞裙足夠長的。通常情況下由于活塞裙尾較軟,撞擊時緩沖作工況1和工況2的計算結果表明:a.活塞在運行用強,撞擊力小,所以希望活塞裙尾先從次推力側接到壓縮上止點時,火力岸與缸套發(fā)生撞擊現(xiàn)象(如圖觸換到主推力側接觸。最理想的情況是活塞還沒有10-11所示),不利于活塞環(huán)正常工作,也可能導致火離開次推力側的時候,裙部就已經擺向主推力側并力岸向氣缸內刮油。b活塞突然由次推力側換向到產生接觸,這樣就完全避免活塞從完全脫離接觸狀主推力側,活塞裙部底端與缸套撞擊力較大(如圖態(tài)突然撞向缸套而產生巨大沖擊力。顯而易見,若12)。c.活塞裙部周向接觸寬度小于20°。壓力/MP力/MP壓力/MPa幢擊力大小與o■撞擊力大小與00000圖10工況1頭部撞擊圖11工況2頭部撞擊圖12工況2底部撞擊活塞頭部撞擊缸套的原因有:a.配缸間隙過活塞接觸面積小的原因有以下幾種:a.活塞剛度過大,這種情況必然伴隨活塞擺頭過大。b,活塞頭部大。b.活塞橢圓度過大。因為軟件中不能考慮活相對裙部尺寸太大,而本機活塞頭部半徑縮進量與塞銷力對活塞變形的影響,所以對橢圓度不能任意其他同類型發(fā)動機相比無顯著差異。c.缸套變形修改,否則可能引起計算結果良好但實際在活塞銷不合理,缸套變形過大或缸套中部與兩端變形差異軸向拉缸的問題。研究中就活塞剛度對接觸面積、過大。本研究中缸套輪廓通過有限元分析獲得,與接觸壓力的影響進行了分析。數(shù)據庫中缸套輪廓相比,變形在合理范圍內。d.裙工況4是在工況3的基礎上將活塞裙上部剛度部輪廓不合理。調小,以便減小活塞與缸套的作用力。計算結果顯工況3,經過對活塞輪廓的修改,活塞頭部撞擊示,接觸面積增大,平均接觸壓力減小的效果比較明現(xiàn)象消失,活塞換向時對主推力側的最大敲擊顯著顯。但是活塞與缸套的最大沖擊力幾乎沒有改變減小,平均接觸壓力無明顯變化。但是活塞換向時只是作用位置由裙中部移動到了裙中下部,活塞擺間推遲了,在上止點過后16°時活塞平移拍擊缸套尾有所提前。同時也出現(xiàn)了2個接觸壓力峰值的問主推力側,如圖13所示,最大拍擊力33MPa,平移題(如圖14所示),這是因為活塞剛度與活塞輪廊期間活塞與缸套完全脫離。顯然,活塞裙上部輪廓不能很好匹配所致。的調整改變了側推力作用點的位置,從而改變了活工況5,將活塞中部輪廓調整飽滿些,2個峰值塞所受連桿力燃氣壓力、慣性力與側推力共同作用的現(xiàn)象有所改善。但是并未完全消失,而且出現(xiàn)了產生的力矩,導致活塞運動平穩(wěn)性的改變。活塞主次推力側中部同時與缸套接觸的情況,如圖為了減小平均接觸壓力,就要增大接觸面積。15所示。這說明此處間隙太小,有拉缸風險。壓力/MPa壓力/MPa壓力/MPa中國煤化工本少與份布CNMHG請時額圖13工況3拍擊力圖14工況4接觸壓力圖15工況5接觸壓力2010年第2期吳東興,等:活塞動力學模擬計算工況6、工況7分析了活塞銷偏置對活塞運動塞始終有與缸套完全分離的情況存在,且都在壓縮規(guī)律的影響。減小最大沖擊力的辦法是使活塞換向上止點后1-6°間。此時氣缸壓力較大,這使任何用時運動平穩(wěn),其中最常用且比較有效的方法是將活于活塞平穩(wěn)換向的措施不起作用,甚至起到了相反塞銷向主推力側偏置?；钊昧吭黾雍?能夠促的作用,因為活塞提前擺頭使撞擊面積僅局限于活進活塞提早擺頭,讓活塞主推力側底部與缸套在較塞裙下部很小的區(qū)域。圖16-18是活塞銷偏置量分小的氣缸壓力情況下產生接觸,減少沖擊,此時活塞別為0.4mm,0.5mm,0.6mm時,活塞處于壓縮上裙上部與缸套還未脫離接觸,即實現(xiàn)從次推力側向止點時活塞與缸套主推力側接觸瞬間的壓力分布主次推力側的平穩(wěn)過度。但是從分析結果看,活壓力/MPa壓力/MP大小與分市木小與分布觸力大小與分圖16工況6拍擊力圖17工況4接觸壓力圖18工況7接觸壓力工況8是用供應商最新提供的活塞輪廓進行的15MPa以下,大部分時間應小于10MPa。雖然接觸計算分析,計算結果顯示,頭部仍然有撞擊現(xiàn)象(如壓力基本滿足要求,但是各工況間仍有所差異,活塞圖19所示)。但相對于工況1和工況2的結果(圖剛度較小的工況4與工況5的平均接觸壓力要比其10和圖11),撞擊現(xiàn)象改善程度非常明顯。頭部撞他工況小得多。這也說明工況8所用活塞的剛度還擊壓力由大于100MPa降到5MPa以下,處于撞擊是有優(yōu)化空間的。的臨界狀態(tài),且時間極短,基本滿足要求,但仍有優(yōu)化空間。3.2接觸壓力分析活塞運動過程中除產生撞擊力外,活塞與缸套的平均接觸壓力也是活塞設計的重要指標。其中活塞裙主次推力面中心母線上的12個節(jié)點146,7984(如圖20)是承載接觸壓力的主要節(jié)點,因而被選次推力側推力側為活塞與缸套接觸壓力考察點。圖20活塞接觸壓力考察點位置壓力MPa3.3活塞擺角分析圖29為工況1-8的活塞擺動角度,其中前7個工況都小于0.1°,滿足AVL的評價標準。工況8擺計失部撞角為±0.13°,超出標準,但是從活塞缸套之間的接與分觸力分析,并不影響活塞運動平穩(wěn)性,因而也能滿足工作要求。圖19工況8撞擊圖21-28為各工況下12個考察點的接觸壓力隨曲軸轉角變化規(guī)律曲線,圖中標示出了主次推力中國煤化工側受力最大的點。由圖可知:各工況的接觸壓力超過15MPa的區(qū)域主要集中在壓縮上止點附近45°以CNMHG450540630內,其余大部分時間都在10~15MPa以下?；緷M圖21工況1接觸壓力足AVL推薦的標準,即鋁制活塞接觸壓力在10現(xiàn)代車用動力2010年第2期節(jié)點4節(jié)點83節(jié)點8218027036045054063018027曲軸轉角/(°)圖22工況2接觸壓力圖28工況8接觸壓力°、005曲軸轉角l(°)50540630圖23工況3接觸壓力180270360注:圖中的1-8代表工況序號圖29活塞擺頭角度節(jié)點83表4總結了各計算工況下活塞頭部撞擊、活塞節(jié)點84擺頭、以及活塞裙部接觸壓力情況,其中“裙部接觸30壓力”指除上止點附近外其他曲軸轉角范圍內活塞曲軸轉角/(°)與缸套的接觸壓力。工況1,2活塞頭部撞擊嚴重圖24工況4接觸壓力工況5有拉缸風險,工況6壓縮上止點時活塞平移拍向缸套,因而這幾種設計不宜采用。工況3,4,78都滿足設計要求,活塞裙部受力與活塞運動按8-347順序逐漸變優(yōu)。優(yōu)化的代價也逐漸提高,如工節(jié)點83況8為供應商提供的活塞,工況3改變了活塞輪廓線,工況4改變了活塞輪廓線與活塞剛度,工況7改曲軸轉角(°)變了活塞輪廓線、活塞剛度與活塞銷偏置量。圖25工況5接觸壓力表4計算結果總表頭部撞擊裙部接觸裙部接觸活塞節(jié)點4/MPa壓力峰值MPa壓力/MPa擺角/(°)15-0.097-0.09131.433.2<15-0.0720.062無33.2無100.068-0.062圖26工況6接觸壓力<10-0.0660,060無41.9R節(jié)點83以遷窠鲇擺頭、接觸壓力方面評中國煤化工要求,但處于評價90180270360450540630曲軸轉角/(°)標準CNMHG采用各分析工況圖27工況7接觸壓力的綜合措施可能會取得更好的效果。即,采用與工況3相類似的較飽滿的裙部輪廓線結合工況8的頭2010年第2期吳東興,等:活塞動力學模擬計算部尺寸避免頭部撞擊、采用工況4減小活塞剛度的要求,但仍然有優(yōu)化空間。優(yōu)化可以從減小活塞裙措施來減小平均接觸壓力。具體優(yōu)化到什么程度還上部徑向剛度與增大此處活塞半徑兩方面著手,當需要結合優(yōu)化代價而定。剛度與半徑的良好匹配將能同時改善活塞運動平順性與活塞接觸壓力分布。4結束語參考文獻a.調整活塞輪廓線能夠明顯改善活塞運動的平順性減小活塞與缸套的瞬間沖擊力。[1]吳東興,夏興蘭,卜安珍,等.柴油機機油消耗模擬分析[冂].現(xiàn)代車用動力2008,(2):31-35b.減小活塞剛度對減小活塞平均接觸壓力有[2] Hitosugi Hideshi, Nagoshi Katsuyuki, Ebina Msaaki, et al.顯著的作用。Study on Cylinder Bore Deformation of Dry Liner in Enginec.活塞銷偏置量的改變對活塞瞬間沖擊力影Operation[J ]. JSAE Review 1996, (17):113-119.響不明顯。[3]楊連生.內燃機設計[M].北京:中國農業(yè)機械出版社,d.工況8所用的活塞輪廓型線基本滿足使用l981cCtCteccsececscscttctctcsc(上接第40頁)后上機做了性能配試試驗,試驗數(shù)據500h冷拖試驗,并且進行了機油粘度檢測,沒有發(fā)如圖5-7,由圖可見柱塞套結構改進后對發(fā)動機的現(xiàn)內漏、穴蝕現(xiàn)象解體檢測的照片見圖8性能基本無影響;最后在噴油泵試驗臺上進行了±改進贈姆改20d828002400圖5功率對比曲線圖7煙度對比曲線會七改蹭l6001208圖6油耗對比曲線圖8改進后運行試驗結果5結束語參考文獻:新柱塞偶件的防穴蝕結構,較好地解決了PMD[1]秦有方陳土堯、王文波車輛內燃機原理[M].北京:噴油泵穴蝕的問題,是一種有使用價值的防穴蝕結構H出版補.1997中國煤化工CNMHG