劉錦榮，和曉鋒，白書戰(zhàn)

(1.重慶濰柴發(fā)動機有限公司，重慶 402262；2.山東大學(xué)能源與動力工程學(xué)院， 山東濟南 250061)

0 引言

配缸間隙影響竄氣量、機油耗、活塞和缸套的互換性和活塞裙—缸套間摩擦功。雷基林[1]利用正交試驗方法，基于仿真軟件計算結(jié)果認(rèn)為配缸間隙對機油耗影響最大。配缸間隙過大，會引起敲缸和密封不良，導(dǎo)致竄氣量增加，動力性下降；配缸間隙過小，由于活塞和缸套兩種材質(zhì)膨脹系數(shù)不同，活塞沒有足夠的膨脹空間，容易破壞活塞和缸套間的油膜，導(dǎo)致拉缸。合理的配缸間隙能夠保證活塞在工作狀態(tài)下產(chǎn)生溫度變形、機械變形后仍可以與缸套很好貼合，兩者形成流體動力潤滑，而不是局部接觸，更不能造成過盈配合[2-5]。目前一般通過類比設(shè)計確定配缸間隙，結(jié)合樣機試驗效果和活塞缸套外觀磨痕分析進行配缸間隙調(diào)整[6]。楊俊偉等[7]根據(jù)建立缸套與活塞裙部間的流體動力潤滑方程并采用數(shù)值分析方法，研究活塞摩擦功率及其二階運動曲線得出合理配缸間隙。本文中利用有限元方法計算得到活塞與缸套間的極限工作間隙，為配缸間隙調(diào)整以及優(yōu)化提供參考。

a)柱坐標(biāo)系 b)主推力側(cè)對應(yīng)位置標(biāo)識圖1 計算柱坐標(biāo)系及柴油機對應(yīng)位置標(biāo)識

1 計算過程

1.1 柱坐標(biāo)系

以缸套上平面和缸心軸線交點為原點，向上為z軸正方向，主推力側(cè)定為x正方向(θ=0°)，逆時針旋轉(zhuǎn)90°為y正方向，即飛輪端方向。確立柱坐標(biāo)系見圖1。

1.2 計算思路

活塞與缸套間的極限工作間隙計算流程如圖2所示。假設(shè)活塞與缸套為理想裝配，設(shè)活塞熱機耦合作用下徑向變形量為δ，活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑之間的冷態(tài)間隙為Δ，缸套內(nèi)表面熱機耦合作用下徑向變形量為γ，則活塞余隙為(Δ-δ)，缸套與活塞之間工作間隙為(Δ-δ+γ)。缸套內(nèi)表面徑向變形量示意圖如圖3所示，活塞余隙示意圖如圖4所示,圖3、4中粗線分別表示缸套工作輪廓和活塞型線，細(xì)線表示標(biāo)準(zhǔn)缸徑邊界。

圖2 活塞與缸套間的極限工作間隙計算流程

圖3 缸套內(nèi)表面徑向 圖4 活塞余隙 變形示意圖 (Δ-δ)示意圖

2 活塞熱機耦合作用下徑向變形

圖5 活塞超負(fù)荷工況徑向變形量計算過程

2.1 活塞徑向變形計算過程

活塞熱機耦合作用下徑向變形計算過程如圖5所示。計算溫度場時，活塞冷卻油道壁面熱邊界采用第三類熱邊界條件，由于機油隨著活塞快速運動而高頻振蕩，活塞內(nèi)部冷卻過程看成歐拉兩相流模型，活塞頂燃燒室區(qū)域采用經(jīng)驗公式進行映射[8-9]。確定邊界條件時，一般采用經(jīng)驗或半經(jīng)驗公式計算來獲得活塞頂部、活塞環(huán)區(qū)、活塞裙部外側(cè)以及活塞內(nèi)側(cè)腔的當(dāng)量熱交換系數(shù)[10]。

2.2 活塞徑向變形計算網(wǎng)格

根據(jù)拉缸故障表現(xiàn)以及活塞型面設(shè)計需要控制的關(guān)鍵尺寸，劃分活塞網(wǎng)格時, 按照活塞銷孔、垂直銷孔、與銷孔夾角45°將活塞進行8等分，并記錄各截面8個徑向節(jié)點編號，便于后續(xù)提取變形量?；钊獗砻鎻较蜃冃螌?yīng)軸向截面位置如圖6所示。將活塞劃分后網(wǎng)格總數(shù)約43萬，活塞計算網(wǎng)格見圖7所示。

2.3 活塞機械負(fù)荷邊界

為減小邊界造成的誤差，活塞熱機耦合計算模型引入活塞銷、小頭襯套和連桿小頭，并約束固定連桿小頭下端面?；钊?、火力岸以及第一道環(huán)槽上側(cè)按最大爆發(fā)壓力16 MPa施加，由于高壓混合氣通過活塞環(huán)后壓力出現(xiàn)衰減，故第一道環(huán)槽底和下側(cè)加載最大爆壓的75%，第一環(huán)岸和第二道環(huán)槽上下側(cè)施加最大爆壓的25%，第二道環(huán)槽底施加最大爆壓的20%，第二道環(huán)槽以下的混合氣壓力忽略不計。除了爆發(fā)壓力載荷，組合式活塞機械負(fù)荷還包括連接螺栓預(yù)緊力、側(cè)壓力和慣性力，慣性力以加速度形式施加于活塞?；钊麄?cè)壓力主要作用于裙部，與裙部型線凸點有關(guān)，側(cè)壓力參照張俊紅等[11]提出的主推力側(cè)周向120°按余弦分布、以中凸點為分界點軸向兩側(cè)線性分布的方法加載。

圖6 活塞外表面徑向變形量對應(yīng)軸向截面位置 圖7 活塞計算網(wǎng)格

2.4 活塞徑向變形計算結(jié)果

活塞溫度場計算結(jié)果見圖8所示(圖中單位為K)。經(jīng)過坐標(biāo)變換計算，活塞不同截面各方向徑向變形計算結(jié)果見表1所示。

圖8 活塞溫度場結(jié)果

表1 活塞徑向變形結(jié)果 μm

由表1可知，截面4(即距離活塞底端面140 mm處135°～315°方向)活塞徑向膨脹變形最大，為70 μm。

2.5 活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑間的冷態(tài)間隙Δ計算

根據(jù)活塞對應(yīng)的截面高度和活塞型線，計算活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑之間的冷態(tài)間隙Δ，結(jié)果見表2所示。

表2活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑間的冷態(tài)間隙Δ計算結(jié)果μm

截面0°～180°方向45°～225°方向90°～270°方向135°～315°方向1260460 660 4602261 461 661 4613269 469 669 4694321 521 721 5215435 635 835 6356500 500 500 5007650 650 650 650

3 缸套熱機耦合作用下徑向變形

3.1 機體缸蓋缸套熱負(fù)荷邊界

缸蓋進排氣道、燃燒室(缸蓋火力面以及缸套上部內(nèi)壁面)對流換熱系數(shù)和溫度按三維燃燒仿真計算結(jié)果進行投影，同時將冷卻水套壁面的傳熱系數(shù)和溫度投影到機體、缸蓋、缸套一體化計算網(wǎng)格中，作為溫度場計算冷卻水套壁面的第三類熱邊界條件?；屯ǖ兰捌溆辔恢玫倪吔绨次墨I(xiàn)[2]推薦經(jīng)驗公式估算。

3.2 機體缸蓋缸套機械負(fù)荷邊界

本文中以直列6缸機為例，固定機體底面，選擇其中1個整缸加左右2個半缸為計算模型，對稱約束其左右切開平面。施加機械載荷有缸蓋螺栓預(yù)緊力、活塞側(cè)向力、爆發(fā)壓力，其中爆發(fā)壓力施加在缸蓋的火力面以及缸套內(nèi)壁上止點以上部位。

3.3 缸套徑向變形量計算結(jié)果

缸套熱機耦合徑向變形量計算過程見圖9所示。缸套內(nèi)表面缸套對應(yīng)高度位置提取如圖10所示。

圖9 缸套耦合作用下徑向變形量計算過程 圖10 缸套徑向變形量提取截面位置

根據(jù)拉缸故障表現(xiàn)，按前述柱坐標(biāo)系，分別提取缸套7個高度截面上8個方向?qū)?yīng)的徑向變形。不同高度截面各方向缸套徑向變形見表3。

表3不同高度各方向缸套徑向變形結(jié)果μm

截面0°～180°方向45°～225°方向90°～270°方向135°～315°方向1384.5-40.8-248.2-73.4 2388.1-40.8 -257.3-71.53391.8-38.0-269.7-67.64365.1-10.6 -318.7-35.9 5405.6-73.7 -245.3-86.0 6232.8-5.9 -218.3-9.8 7222.6-46.5-128.2-53.9注:正值表示膨脹,負(fù)值表示內(nèi)縮

由表3可知，0°～180°、45°～225°、90°～270°和135°～315°方向缸套最小徑向變形(最小膨脹量或最大收縮量)分別為222.6、-73.7、-318.7、-86.0 μm。

4 活塞與缸套間的極限工作間隙

4.1 活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑之間的工作余隙

活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑之間的工作余隙計算結(jié)果見表4所示。由表4可知，0°～180°、45°～225°、90°～270°和135°～315°方向活塞最小工作余隙分別為273、416.6、596、413.8 μm。

表4活塞與標(biāo)準(zhǔn)缸徑之間的工作余隙計算結(jié)果μm

截面0°～180°方向45°～225°方向90°～270°方向135°～315°方向1316.0 433.2 596.0 432.5 2295.0 427.0 605.0 425.6 3273.0 416.6 413.8 4298.0 452.5 661.0 451.0 5411.0 592.6 784.0 589.8

4.2 活塞與缸套間的工作間隙

活塞與缸套間的極限工作間隙計算結(jié)果如表5所示。

表5 活塞與缸套間的極限工作余隙計算結(jié)果 μm

由表5可知，缸孔尺寸下偏差時，活塞與缸套最小工作間隙為307.3 μm，對應(yīng)半徑間隙約為154 μm，發(fā)生在活塞銷孔方向；長軸方向、45°～225°方向和135°～315°方向活塞與缸套最小工作間隙分別為525.6、372.9、357.8 μm，對應(yīng)半徑間隙分別約為263、186、179 μm。

4.3 極限工作間隙分析

活塞在熱負(fù)荷作用下向外膨脹，活塞頂部徑向變形比裙部大；同時活塞受爆發(fā)壓力和側(cè)壓力作用，這兩種機械負(fù)荷使活塞變形，橫向沿銷孔方向膨脹，沿主推力面、副推力面(即0°～180°方向)方向向內(nèi)收縮。熱機耦合作用下，活塞裙部銷孔中心位置以下0°～180°方向向內(nèi)收縮，其它位置均向外膨脹。而缸套在內(nèi)部受熱和外部冷卻水作用下，缸套內(nèi)表面沿主推力側(cè)、副推力側(cè)(即0°～180°方向)向外膨脹，說明此方向換熱能力更強，與實際結(jié)構(gòu)布置上水孔相吻合，而對應(yīng)活塞銷孔方向，缸套內(nèi)表面向內(nèi)收縮。綜合熱機耦合作用下，活塞與缸套間的極限工作間隙位置分別出現(xiàn)在活塞銷孔方向以及銷孔垂直方向。

5 結(jié)論

根據(jù)拉缸故障表現(xiàn)以及活塞型面設(shè)計經(jīng)驗選取若干個截面及其若干個方向，利用有限元方法計算活塞與缸套的工作間隙，從中可知缸孔加工尺寸處于下偏差時，該機型活塞與缸套間的工作間隙為154～263 μm，極限工作間隙位置分別在活塞銷孔方向以及銷孔垂直方向。這可為拉缸故障分析以及配缸間隙優(yōu)化調(diào)整提供一定理論支撐。