饒曉軒 黃榮華 陳琳 魯康 周培

（1.華中科技大學(xué)，武漢 430074；2.武漢第二船舶設(shè)計研究所，武漢 430200）

1 前言

活塞是燃燒室的關(guān)鍵部件，其工作時不僅受到燃氣爆發(fā)壓力、高速往復(fù)慣性力、側(cè)推力和摩擦力等機械負荷的作用，頂部還承受了高溫燃氣周期性沖刷所導(dǎo)致的熱負荷，工作環(huán)境極為惡劣[1]。在兩種負荷共同作用下，活塞在經(jīng)過長時間高負荷的運行后可能會出現(xiàn)頂部開裂、拉缸、抱死等失效故障，對發(fā)動機的可靠性和耐久性產(chǎn)生嚴重威脅[2]。

近年來，國內(nèi)有不少學(xué)者針對活塞的強度和疲勞壽命開展了較為深入的研究工作，但在部分研究中[3-5]活塞熱邊界條件利用經(jīng)驗公式確定，未經(jīng)過測溫試驗標(biāo)定，不能保證計算精度，還有部分研究[6-7]雖然利用硬度塞法測量了活塞溫度以標(biāo)定熱邊界條件，并計算得到熱-機耦合應(yīng)力場，但其側(cè)重點在于校核活塞強度，未能進一步對活塞的疲勞壽命展開深入研究。此外，使用硬度塞法測溫的精度取決于合金材料的選取以及后期硬度標(biāo)定誤差，尤其是當(dāng)測點與燃氣靠近時所測結(jié)果與真實溫度場有較大差異?；诖?，本文使用自主研制的高精度存儲式裝置進行活塞測溫試驗，以確?；钊臏y溫精度，并建立了包含發(fā)動機工作過程計算、缸內(nèi)三維燃燒數(shù)值模擬、熱-機耦合應(yīng)力場數(shù)值模擬、疲勞壽命分析在內(nèi)的完整分析流程，最后對某型柴油機活塞進行強度與疲勞壽命分析。

2 活塞穩(wěn)態(tài)溫度測量試驗

2.1 存儲式活塞溫度測量裝置

本文所使用的高精度存儲式活塞溫度測量裝置[8]如圖1所示。該裝置包含溫度傳感器、巡弋開關(guān)和數(shù)據(jù)存儲模塊。溫度傳感器選用型號為Omega TT-K-40的熱電偶，其穩(wěn)態(tài)信號最大測量誤差為±2 ℃，能夠滿足活塞穩(wěn)態(tài)溫度測量要求。巡弋開關(guān)模塊和數(shù)據(jù)存儲模塊由耐高溫絕緣膠封裝，固定在活塞銷座上，內(nèi)部含有實時時鐘芯片、數(shù)據(jù)存儲器和電池等元件。試驗時，該裝置能記錄和存儲所測活塞溫度數(shù)據(jù)和時間等信息，電池最長有效工作時間超過1 星期，能滿足多工況、長時間的測量需求。顯然，與傳統(tǒng)的硬度塞法、易熔合金法等相比，本文使用的存儲式測溫裝置具有測量精度高、操作簡便、能連續(xù)測量多個工況等優(yōu)勢。

圖1 存儲式溫度測量裝置安裝

試驗機型為一款直列六缸四沖程水冷增壓柴油機，由于活塞熱-機耦合應(yīng)力一般與發(fā)動機負荷正相關(guān)[9]，最大熱-機耦合應(yīng)力往往出現(xiàn)在標(biāo)定工況，因此本文選取標(biāo)定工況進行研究。

2.2 活塞溫度測點布置

活塞溫度測點的布置要考慮在活塞上鉆孔布線的方便性，并選取活塞熱負荷與熱失效的關(guān)鍵點，本文共選取了5 個測點。為給后續(xù)活塞溫度場數(shù)值模擬提供軸向深度的標(biāo)定點，同時為便于鉆孔，將測點1 設(shè)置于距離活塞頂面15 mm 的進氣側(cè)火力岸處，偏離進、排氣門避閥坑中心連線15°。測點2設(shè)置于活塞進氣門避閥坑處，與測點1位于偏離進、排氣門避閥坑中心連線15°的同一條直線上。測點3設(shè)置于活塞中心凸起頂部，測點4設(shè)置于排氣側(cè)凹坑處，測點5設(shè)置于排氣門避閥坑邊緣處。測點3～測點5均位于進、排氣門避閥坑中心連線上。活塞測點布置如圖2所示。

3 活塞強度與疲勞壽命分析

活塞頂面與周期性高溫燃氣直接接觸，因而頂面的傳熱邊界條件對準(zhǔn)確計算熱負荷至關(guān)重要。為盡可能提高計算精度，本文建立了缸內(nèi)燃燒-活塞流固耦合傳熱模型以計算活塞溫度場。將溫度載荷和機械載荷同時加載至整個活塞，即可計算得到熱-機耦合應(yīng)力場，進行活塞強度校核。最后通過施加載荷譜和定義S-N曲線實現(xiàn)對活塞疲勞壽命的預(yù)測。

活塞強度與疲勞壽命的完整分析流程如圖3所示。

圖2 活塞測點布置

圖3 活塞強度與疲勞壽命分析方法

3.1 發(fā)動機工作過程計算

本文利用AVL BOOST軟件建立了發(fā)動機工作過程計算模型，該模型主要包括氣缸、管路及功能部件。管路包括進氣總管、進氣歧管、排氣總管、排氣歧管等，功能部件包括增壓器、中冷器、進氣穩(wěn)壓容積腔等。根據(jù)發(fā)動機臺架試驗所測數(shù)據(jù)，經(jīng)過反復(fù)調(diào)整校核，計算所得的缸壓曲線與試驗測得的缸壓曲線吻合較好，最大誤差不超過2%。

3.2 缸內(nèi)三維燃燒數(shù)值模擬

試驗機型有2 個進氣道（包括1 個螺旋氣道和1 個切向氣道）和2個排氣道，其中2個排氣道在出口附近匯合為1 個出口，噴油器安裝孔位于火力面中心。將在Pro/E 軟件中建立的幾何模型導(dǎo)入HyperMesh 軟件中進行幾何處理和面網(wǎng)格劃分。在面網(wǎng)格劃分過程中，關(guān)鍵位置選取較小尺寸的面網(wǎng)格，以保證網(wǎng)格貼合度。最后將處理完畢的網(wǎng)格模型導(dǎo)入Converge 軟件中進行三維燃燒數(shù)值模擬，模擬中選用的子模型如表1所示。

表1 三維燃燒數(shù)值模擬子模型

3.3 溫度場數(shù)值模擬

由缸內(nèi)三維燃燒傳熱數(shù)值模擬可計算得到活塞頂面循環(huán)時均熱流密度分布，以坐標(biāo)節(jié)點的形式將每個節(jié)點的循環(huán)時均熱流密度值導(dǎo)出至Fluent軟件中，作為溫度場數(shù)值模擬的第二類傳熱邊界條件。除頂面外，活塞其他位置的熱傳遞一般可視為穩(wěn)態(tài)過程，可采用第三類傳熱邊界條件結(jié)合相關(guān)經(jīng)驗公式確定[10]，經(jīng)反復(fù)迭代修正得到標(biāo)定工況下活塞側(cè)面和底面等部位的換熱系數(shù)和流體溫度。除活塞頂面外，各部位施加的第三類傳熱邊界條件如表2所示。

表2 標(biāo)定工況活塞傳熱邊界條件

該活塞為鋁合金材質(zhì)，密度為2 700 kg/m3，導(dǎo)熱系數(shù)為156 W/(m·K)，比熱容為902 J/(kg·K)。標(biāo)定工況下活塞測點溫度仿真值與試驗值對比情況如圖4所示。

圖4 活塞測點溫度仿真值與試驗值對比

由圖4 可見，活塞各測點溫度的計算誤差值均在±10 ℃以內(nèi)，相對誤差均在±5%以內(nèi)，說明所建立的缸內(nèi)燃燒-活塞流固耦合數(shù)值模擬模型計算精度較高，結(jié)果可信度高，所計算出的溫度場可用作后續(xù)分析。

3.4 熱-機耦合應(yīng)力場數(shù)值模擬

本文使用Abaqus 軟件對活塞熱-機耦合應(yīng)力場進行數(shù)值模擬。在初始步中設(shè)置讀取活塞溫度場的計算結(jié)果，即可完成熱載荷的加載。由于活塞與活塞銷的直接接觸力與約束十分復(fù)雜，為避免約束施加不當(dāng)而導(dǎo)致計算結(jié)果失真，在模型中裝配了活塞銷，以便施加活塞銷和銷座的約束條件。在活塞銷和連桿小頭接觸區(qū)域，對沿活塞軸向和沿活塞銷徑向的移動副和轉(zhuǎn)動副進行約束?；钊ぷ鲿r卡環(huán)限制了活塞銷軸向運動，為防止活塞銷的軸向竄動，在銷座側(cè)面約束其沿該方向的移動。

在活塞所受的機械載荷中，對結(jié)構(gòu)強度影響最大的是最大爆壓，其次是往復(fù)慣性力和側(cè)推力，摩擦力的影響較小。為節(jié)省計算資源，本文只考慮對結(jié)果影響較顯著的最大爆壓、往復(fù)慣性力以及側(cè)推力。爆壓加載時，活塞頂面、火力岸及第一環(huán)槽上表面取標(biāo)定工況下的最大爆壓Pmax（16 MPa），第一環(huán)槽內(nèi)側(cè)面和下表面取75%Pmax，第一環(huán)岸和第二環(huán)槽上、下表面取25%Pmax，第二環(huán)槽內(nèi)側(cè)面取20%Pmax，活塞其他位置的壓力可以忽略，不加載爆發(fā)壓力。

通過加載往復(fù)慣性加速度完成對活塞往復(fù)慣性力的施加，活塞往復(fù)慣性加速度aj為[11]：

式中，r=97.5 mm為曲柄半徑；ω=157 rad/s為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度；α=0.051 rad為連桿與氣缸軸線夾角；λ=0.279為曲柄連桿比。

活塞裙部的側(cè)推力在軸向上呈拋物線分布，在周向上呈余弦函數(shù)分布，該活塞油膜承壓角為90°，如圖5所示，其側(cè)推力壓力分布函數(shù)為[12]：

式中，QA為側(cè)推力；x為偏離活塞中心的距離；θ為偏離軸線角；R=85 mm為活塞半徑；L=88 mm為活塞半軸長。

圖5 活塞裙部側(cè)推力壓力分布

3.5 疲勞壽命數(shù)值模擬

發(fā)動機在實際運行中不僅承受著起停工況造成的低周疲勞損傷，還承受著缸內(nèi)多循環(huán)高頻變化的溫度、壓力及往復(fù)慣性力所造成的高周疲勞損傷。本文所研究的柴油機一般長時間穩(wěn)定運行，起停工況較少，因而活塞的主要失效形式是高周疲勞破壞[13]。

本文使用Fe-Safe 軟件進行活塞的高周疲勞分析，采用基于臨界平面法的主應(yīng)力模型進行壽命預(yù)測，選用Goodman修正法則對平均應(yīng)力的影響進行修正。此外，綜合活塞的形狀和尺寸兩方面因素，通過查找尺寸系數(shù)曲線取尺寸系數(shù)ε=0.7?？紤]到活塞精加工后表面仍會存在一些細微的劃痕，成為活塞失效的誘因，取表面加工系數(shù)為β1=0.98。

不考慮柴油機在工作過程中的工況變化以及外載荷的隨機波動，可將1 個循環(huán)的熱-機耦合應(yīng)力時間歷程作為載荷譜?；钊X合金材料的S-N曲線通常需要通過拉壓疲勞試驗獲取，受試驗條件所限，參考與本文活塞材料和結(jié)構(gòu)相近的文獻[14]中的S-N曲線，如圖6 所示，其中，N為試件發(fā)生破壞時的疲勞循環(huán)次數(shù)。

圖6 活塞材料S-N曲線

4 結(jié)果分析

4.1 溫度場結(jié)果分析

標(biāo)定工況下活塞溫度場分布如圖7 所示。活塞頂面的溫度整體很高，且溫度分布呈一定的對稱性，從中心沿徑向向外溫度逐漸降低，至凸臺處又升高，隨后至活塞邊緣呈降低趨勢?；钊罡邷囟葹?42.6 ℃，出現(xiàn)在頂面中心凸起部位，造成這一現(xiàn)象的主要原因是燃料在速燃期產(chǎn)生巨大爆發(fā)壓力并釋放出大量熱能，而活塞頂面中心凸起部位與火焰中心距離很近，勢必導(dǎo)致溫度大幅度上升。此外，活塞頂面凸臺邊緣處因燃燒火焰沿燃燒室凹坑壁面上卷蔓延而受燃氣沖刷嚴重，導(dǎo)致溫度也很高。從活塞頂部到底部溫度逐漸降低，最低溫度出現(xiàn)在裙部底端，僅為110 ℃左右?；鹆Π短幍臏囟仍?69～189 ℃范圍內(nèi)，第一環(huán)槽處的溫度在162～169 ℃范圍內(nèi)，都在可以保證潤滑油正常工作的合理范圍內(nèi)，說明活塞整體的結(jié)構(gòu)設(shè)計較為合理，油腔和水套的冷卻效果良好。

圖7 活塞溫度場分布

4.2 熱應(yīng)力場結(jié)果分析

標(biāo)定工況下活塞熱應(yīng)力場分布如圖8 所示。由圖8 可知，活塞熱應(yīng)力場分布較為規(guī)律，層次分明，最大熱應(yīng)力為52.59 MPa，出現(xiàn)在環(huán)形冷卻油腔與豎直油道接觸的拐角處，最小熱應(yīng)力為0.1 MPa，出現(xiàn)在裙部底端邊緣處。活塞頂面中心區(qū)域和進、排氣避閥坑邊緣處的溫度雖然很高，但熱應(yīng)力并不大，都在10 MPa 以內(nèi)。燃燒室凹坑區(qū)域和活塞內(nèi)腔頂部熱應(yīng)力較大，達到40 MPa?；钊敳客鈧?cè)邊緣、火力岸以及第一環(huán)槽處熱應(yīng)力都在20～30 MPa 范圍內(nèi)，活塞裙部大部分區(qū)域的熱應(yīng)力都在10 MPa 范圍內(nèi)，銷座外側(cè)邊緣等局部區(qū)域熱應(yīng)力在10～20 MPa 范圍內(nèi)。熱應(yīng)力較大的部位都位于油腔附近，該區(qū)域因油腔的存在產(chǎn)生了很大的溫度梯度，表明油腔雖然能使活塞溫度降低，但同時也會造成較大的熱應(yīng)力。

圖8 活塞熱應(yīng)力場分布

4.3 機械應(yīng)力場結(jié)果分析

圖9 所示為標(biāo)定工況下活塞機械應(yīng)力場的分布情況。機械應(yīng)力最為集中的位置為活塞銷座內(nèi)側(cè)上邊緣，最高達到206.3 MPa，銷座頂部區(qū)域的應(yīng)力也在100 MPa 以上。出現(xiàn)這種現(xiàn)象是由于在最大爆壓時刻活塞頂部承受了巨大的爆發(fā)壓力，這種壓力層層傳遞到活塞銷上，而活塞銷中部由連桿小頭支撐，該處所允許的變形最小，活塞銷座的頂部承受了很大的支反力，加之銷座內(nèi)側(cè)上邊緣存在幾何突變，因而該處應(yīng)力最大。此外，活塞頂部燃燒室凹坑區(qū)域和第一、第二環(huán)槽區(qū)域的機械應(yīng)力也較大，平均應(yīng)力在20～30 MPa 范圍內(nèi)，這是因為這些區(qū)域直接與缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力接觸，所受影響較大。

圖9 活塞機械應(yīng)力場分布

4.4 熱-機耦合應(yīng)力場結(jié)果分析

標(biāo)定工況下同時加載熱載荷和機械載荷后的耦合應(yīng)力場分布如圖10所示。活塞的最大耦合應(yīng)力出現(xiàn)在銷座內(nèi)側(cè)頂部區(qū)域，這與只加載機械載荷時相同，最大耦合應(yīng)力為216.5 MPa，在活塞材料所允許的強度范圍內(nèi)。最大耦合應(yīng)力比機械應(yīng)力最大值更大，這是熱應(yīng)力與機械應(yīng)力共同作用的結(jié)果?；钊斆孀畲篑詈蠎?yīng)力為69 MPa，位于燃燒室凹坑壁面處。第一環(huán)槽最大耦合應(yīng)力為80 MPa，第二環(huán)槽最大耦合應(yīng)力為55 MPa，裙部大部分區(qū)域的耦合應(yīng)力在10～20 MPa范圍內(nèi)，這些區(qū)域的耦合應(yīng)力均比單一的熱應(yīng)力和機械應(yīng)力大。最小耦合應(yīng)力只有0.23 MPa，仍出現(xiàn)在裙部最底端邊緣區(qū)域。與只加載單一載荷時相比，兩種載荷同時加載后活塞內(nèi)部的應(yīng)力場更加復(fù)雜，且更不規(guī)律。

圖10 活塞熱-機耦合應(yīng)力場分布

4.5 疲勞壽命結(jié)果分析

圖11 所示為活塞高周疲勞循環(huán)次數(shù)的分布情況?；钊趬勖姆植寂c耦合應(yīng)力場的分布高度相關(guān)，這是由于應(yīng)力更大處往往更容易產(chǎn)生裂紋，在高頻反復(fù)力的作用下裂紋逐漸擴大從而造成疲勞破壞?；钊蟛糠謪^(qū)域的高周疲勞循環(huán)次數(shù)在1.0×1015次左右，發(fā)生疲勞破壞的風(fēng)險小?；钊N座內(nèi)側(cè)上邊緣區(qū)域的疲勞循環(huán)次數(shù)在7.2×107次以上，該區(qū)域疲勞壽命最短，因而發(fā)生疲勞破壞的風(fēng)險最大，在活塞設(shè)計時應(yīng)予以重點關(guān)注。此外，環(huán)形冷卻油腔區(qū)域的疲勞循環(huán)次數(shù)為4.0×1012次左右，疲勞壽命相對較短，也需重點關(guān)注該區(qū)域的設(shè)計與優(yōu)化。

圖11 活塞高周疲勞壽命預(yù)測

5 結(jié)束語

本文使用基于高精度活塞溫度測量裝置所建立的完整分析方法對某型柴油機活塞的強度及疲勞壽命進行了校核分析，結(jié)果表明，該分析方法可靠實用、簡便有效，能準(zhǔn)確校核活塞強度和預(yù)測疲勞壽命。