（机械工程专业论文）活塞裙部型面设计与摩擦学研究.pdf

山东大学硕士学位论文 ! e # 自! 詈$ 薯, 2 l , i ! ! ! ， 潘塞裙部型孬设计与摩擦学研究 摘要 本文主要以低摩擦活塞耀郯设计为硪究内容，利用三维有限元方法 蟊+ 舞旅部钓罄t 械变形，根据活塞的湿度场，计舞褥部豹热变形，麦：进步 考虑活塞横向摇掇运动( 二阶运动) 能影晌，翱翔g 1 i d e 攘揪分据软 率遴 行润滑计算及裙部的摩擦损失计算，分析活塞裙部的长宽院、瑟较及承歪 角度等结构参数对摩擦损失的影响。以6 l l o 活塞裙部形线的改进为例， 分别计算了不同裙部形线下裙部与缸套间的瞬态油膜压力：横向摆动 角速度； 接触压力；攮击能量# 平均油膜厚度；摩擦力等。据此， 确定了一秘最饯鲍捃郝型鞭设计方案，对今爱灼滔塞撰郝设计有一定姻指 导作瘸。 l f 本文主要研究内容及创新之处如下： f ( 1 ) 总结了活塞裙部型狮设计中裙部的横向形线和纵向形线的基本 规律，并分析说明了攒部配缸间隙的确定方法。 ( 2 ) 分桥了活塞豹受力情提及瓣部豹极城交彤帮热变形情援+ 建立 了裙鄢机械交形、热嶷形及综合交形的计算方法。 ( 3 ) 分析摊导了活塞系统的动力学方程及裙部润滑、摩擦计算的 r e y n o l d s 方程。说明了用g l i d e 模拟分析软件进行分析计算的理论依据 及所需的参数，在利用g l i d e 软件进行分毫阡计算的过程中充分考虑了活塞 的二除运动、热变形及弹性变形等因素的影响。 ( ) 萃l 用g 1 i d e 模羧分析软件对6 l l e 活塞形线遴行了设计改进，并 得瓢了予眈量装机的筏用骏证。对今赢的活塞裙部设计其有很大的指释作 用。模拟分析计算和装机试验验证都表明合理的裙部型颟设计能保证活 塞裙部在工作过程中处于流体动压润滑状态。 山东大学硕士学位论文 ( 5 ) 利用摩擦润滑理论，分析了裙部各结构参数对摩擦的影响，对 活塞裙部的整体结构设计具有指导作用。y v 一7 关键词：二阶运动椭圆度 u 、一。 形线温度场有限元 7 山东大学硕士学位论文 t h ep l s t o ns k l r tp r o f i l ed e s i g n a n dlt st rib o l o g yr e s e a r c h a b s t r c t t h ed e s i g no fp i s t o ns k i r tf o rl o w f r i c t i o np i s t o na st h em a i nr e s e a r c hw a s s t u d i e di nt h i sp a p e r c a l c u l a t et h em e c h a n i c a ld e f o r m a t i o no fp i s t o ns k i r tb y u s i n go f t h e3 - df i n i t e - e l e m e n tm e t h o da n dc a l c u l a t et h et h e r m a ld e f o r m a t i o n o fs k i r tb a s e do np i s t o nt e m p e r a t u r ef i e l d ；a n df u r t h e rc o n s i d e rt h ee f f e c to f p i s t o nh o r i z o n t a ls w i n g ( s e c o n ds t e pm o v e m e n t ) c a l c u l a t e l u b r i c a t i o na n d f r i c t i o nl o s so fp i s t o ns k i r tb yu s i n gt h eg l i d es i m u l a t i n ga n a l y s i ss o f t w a r e a n da n a l y z et h es t r u c t u r ep a r a m e t e r sw h i c ha f f e c tt h ef r i c t i o nl o s so fp i s t o n s k i r c _ r a t i oo fl e n g t ht ow i d t h ，a r e a s ，p r e s s u r eb e a r i n ga n g l e ，a n ds oo n t a k i n gt h ei m p r o v e m e n to f 6 1 1 0p i s t o np r o f i l ea so n ee x a m p l e t h ef o l l o w i n g a s p e c t sb e t w e e nt h ep i s t o ns k i r ta n dt h ec y l i n d e rl i n e ru n d e rd i f f e r e n ts k i r t p r o f i l e s h a v eb e e nc a l c u l a t e d 1 t h et r a n s i e n ts t a t eo fo i l l a y e rp r e s s u r e ； 2t h ea n g u l a rs p e e do fp i s t o nh o r i z o n t a ls w i n gm o v e m e n t ；3 c o n t a c tp r e s s u r e 4 5 6 ， t h ef o l l o w i n gi st h em a i ni d e a sa n dt h ei n n o v a t i o n a la s p e c t so f t h i sa r t i c l e ： 1 g e n e r a l i z e dt h eb a s i c p r i n c i p l e o fc o , o u rd e s i g n i n go fp i s t o ns k i r t ( i n c l u d i n g t h et w of a c t o r s ：t r a n s v e r s ec o n t o u r p r i n c i p l e a n d l o n g i t u d i n a l c o n t o u rp r i n c i p l e ) ，a n da n a l y z e dt h em e t h o do fc o n f i r m i n gt h eg a pb e t w e e n t h ep i s t o ns k i r ta n dt h e p i s t o nl i n e r i i i 山东大学硕士学位论文 2 a n a l y z e d t h e p i s t o np r e s s u r eb e a r i n g c o n d i t i o na n dt h ec o n d i t i o no f m a c h i n e r yd e f o r m a t i o na n dt h e r m a ld e f o r m a t i o n ，s e tu pc a l c u l a t i n gm e t h o d s f o rm a c h i n e r y , t h e r m a la n d c o m p r e h e n s i v ed e f o r m a t i o n 3 a n a l y z e d t o s p e c u l a t e t h e d y n a m i c s f o r m u l ao fp i s t o n s y s t e m a n d r e y n o l d sf o r m u l ai nt e r m so fp i s t o ns k i r tl u b r i c a t i o na n df r i c t i o n a n d i n t r o d u c e dt h et h e o r e t i c a lb a s i sa n dt h e n e c e s s a r yp a r a m e t e r sf o ru t i l i z i n g g l i d e s i m u l a t i n ga n a l y s i ss o f t w a r et oc a l c u l a t ea n da n a l y z e t h ee f f e c t so f p i s t o n h o r i z o n t a l s w i n gm o v e m e n t ，t h e r m a l - d e f o r m a t i o n ，a n d e l a s t i c d e f o r m a t i o nh a v eb e e nc o n s i d e r e d d u r i n g c a l c u l a t i o n 4 u t i l i z i n gg l i d es i m u l a t i n ga n a l y s i ss o f t w a r e ，t h ed e s i g no f6 1 1 0p i s t o n p r o f i l eh a sb e e ni m p r o v e d ，a n di th a sb e e nv e r i f i e db yb a t c ha s s e m b l yi nt h e e n g i n e t h i sh a sag u i d a n c er o l ei no u rf o l l o w i n gd e s i g no fp i s t o nc o n t o u r b o t h s i m u l a t i n ga 1 1 a l y s i s ，c a l c u l a t i o na n dv e r i f i c a t i o n b ya s s e m b l y i nt h e e n g i n es h o wt h a tar e a s o n a b l ed e s i g no fs k i r tc o n t o u rc a na s s u r et h ep i s t o n s k i r tu n d e rah y d r o d y n a m i cl u b r i c a t i o ns t a t e sd u r i n g w o r k i n gc o n d i t i o n 5 u t i l i z i n go ff r i c t i o n l u b r i c a t i o nt h e o r y , t h ef r i c t i o ne f f e c tb ya l lk i n d so f s k i r ts t r u c t u r ep a r a m e t e r sh a sb e e na n a l y z e d t h i sh a sa g u i d a n c ef u n c t i o ni n t h ep i s t o ns k i n c o m p l e t es t r u c t u r ed e s i g n k e yw o r d s ：p i s t o nt r a n s v e r s a ls w i n g m o v e m e n t ，o v a l i t y , p r o f i l e ， t e m p e r a t u r e f i e l d ，f i n i t e e l e m e n tc a l c u l a t i o n 山东大学硕士学位论文 i ii l l l 符号说明 a 一面积( m 2 ) b 一滑块长度( m ) 肛一气缸直径( m m ) e 一杨氏模量( g p a ) f 一摩擦力洲) f g 一气体压力( n ) f h 一侧向推力( n ) f 厂惯性力( n ) 仔一椭圆度( n u n ) m 一力矩( n m ) i 一转动惯量( k g m 2 ) l 一滑块宽度( m ) u 一速度( m s ) h 一名义浊骥厚度( 融m ) p r 一半均流体压力( n ) 8 一线膨胀系数( 1 ) 一修歪系数 s 一偏心距( m m ) p 一流体密度( k g m 3 ) 译一流体的动力粘度( n s m 2 ) 一转速( r r a i n ) a 一租髓度均方搬值( pn 1 ) u 一泊松比 v 山东大学硕士学位论文 第一章绪论 内燃机工作时，各零件之间存在着相对运动，其运动形式有活塞组 与缸套之间的往复运动，有滑动轴承问的旋转运动等，这些零件间不仅有 很高的棚对运动速度，而且存在麓很大的作用力，活塞平均运动速度达到 7 - 1 6 m s ，活塞侧向推力达数于公斤，在相互接触之阋就会产生切向运动 隰力瘴擦力，融面造成摩擦损失。 一般壤提下，内燃规的机械效率为7 5 ，9 0 ，有1 0 - 1 5 的功率消耗 在摩擦损失上，黪擦力导致内燃枧戆寿效效率下降、枧体的汉度上爨、材 辩性能下降，孽擦还镬极体表瑟瓣按，逸残表甄接皴不良，耀踩增太，产 裳振动和嗓裔，并显降低使瘸寿命，摩擦对内燃概静影响是不霹 氐然豹。 活襄与缸套溺静摩擦，无谂是j ( 重内燃枫静舂效效率，逐是黠活塞与 缸套密损的影响都是很严重懿，它使有效效率下降，活塞与散套闽的润豫 增大，使燃烧性能降低。活塞组件静摩豫损失占总鼙擦损失翁6 0 7 5 ， 所以要着重予以研究。 活塞环与缸套间的摩擦岛润滑问题，国内外已有楣警多的论文发表， 为减少活塞环与缸套间的摩擦损失。在减少环的个数、改变坏的形状以及 材质、表面处理等方面做了大量的工作。本文主要针对活塞裙部与缸套之 间的摩擦与润滑进行研究与探讨。 虽然活寨捃部与缸套之间的摩擦损失占活寨组件摩擦损失的比例并 不很大，但是由予在工作状态下，活塞裙部要受到机械负荷和热负荷的共 同作用，两产生较大的变形，使得提郝与缸套实际上只在不大的区域上接 触，因此容易造成润澄状态恶化，使活塞裙郝癣损严重，甚至出现擦伤、 挝缸的攮况。所以活塞摄部与缸套之间的摩擦与润滑研究很有必簧，也是 提裹发动机经济牲和使用寿愈豹条重要途径。 从联收集和掌握静爨内鲣资料来看，羁蘸活塞提郯型蘧跫普遍采翅中 楚( 变) 糯黧型嚣设计，糖黧采溺一次椭圆或二次椭爨 曼计，在工佟炊态 辩，熊保证活塞裙都与敬套的良好接舷，改善滤滑。 山东大学硕士学位论文 ! # 目寰目_ 目目目! i 一一 i i i ii s ! _ e e s ! ，_ 活塞裙熬静a e 蹈台型结构设计，是通过降低撰郏与短套的接触强积 ( 在活塞裙部土设计骞品字型凸客，逮过凸念与疑套接触) 寒降低摩擦损 失，该种活塞可撵高发动辊经济经4 ，提离功率5 。 a e 公司研制的“x ”垄活塞，龟是遴避降低裙郝与锰套静接触鬻积 来达副降低摩擦损失效采的，经济性可提高2 。 拖鞋式短裙活塞则通过缩短裙长来减少裙部与缸套的接触面积，疆减 少摩擦损失，这楚目前普遍采用的一种活塞裙部结构。 现代发动机活塞裙部是非常复杂的空间曲面形状，这种设计是综合 考虑了活塞的力、热变形，对活塞环、活塞进行了混含流体动力润滑分析 而 ：导剿的结果。髓前，在国外的活塞设计中采用了这种方法，如m a h l e 、 a e 、k s 簿公司，借助其先进的模拟分析技术和齐全的测试技术，形成了 爨己豹理论拜发体系以及丰塞豹数据痒资源，根撼用户提出的发动枫技术 参数，能迅速的设计出溪塞结擒( 氛捶撼部型瑟) ，一般一次成功，但是 对于蔟牵豹瓒论依据、诗簿方法等介绍静极少。蔼函内活寒裙部型蠢设计， 主要蹩经验对比设计，然后通过装梳实验来进行修正，也有的稠鞘在活塞 裙部涂复合材料朦后进行额定工况的磨合试验，然后辩磨合的裙部外形尺 寸进行精密测量和拟合，来确定裙部型面，这种方法耗时，而且大量的实 验使得成本提高。开发周期长，已不能满足甩户的要求。 本课题的研究，将借助计算机有限元分析技术，利用活塞摩擦副专用 分板软件( g l i d e ) ，对不同裙郝型聪的活塞进彳亍润滑、摩擦分析对比，从中 确定最拢的设计方案，为活塞捃部型面设计提供理论指导。 2 山东大学硕士学位论文 i 第二章活塞裙部型面设计的基本规律 活塞裙部型面并。| 简单的圆柱形设计，而是综合考虑了活塞捃部的热变形、机械 变形、运动及润滑等各方面因素后设计的复杂型面，本章主要是对活塞裙部型面的 设计规律进行分析、总结。 2 1 横向形线规律分析 f 6 圈2 - 1 洒塞裙部变形及气缸变形 a ) 在气体压力作用下的裙部变形b ) 在侧向压力下的裙部变形 c ) 裙部的热变形d 1 气缸变形 山东大学硕士学位论文 由于燃气压力、侧压力以及活塞销座附近的金属堆积，使活塞工作时 裙部在销孔方向增大，而气缸套产生沿销孔方向缩短的椭圆变形( 见图 2 1 ) 。因此，活塞裙部通常设计成椭圆形，使活塞在热状态下不至于在销 孔方向卡死，并使整个截面与缸壁问隙均匀。一般横截面椭圆规律设计 为单椭圆、双椭圆及椭圆与偏心圆组合规律等。 2 1 1 椭圆形状的设计计算 活塞裙部横向截面外形形线设计计算模型是根据薄壁圆筒在径向对 称正中载荷下产生弹性变形理论建立的1 1 1 。如图2 2 所示。活塞椭圆形状 一般是按照单椭圆进行设计制造，为了改善裙部与气缸套的贴合情况又能 满足制造过程的工艺性，经常需要对上述公式进行修正，即采用双椭圆公 式： 单椭圆公式：a = g 4 ( 1 一c o s 2a )( 1 ) 双椭圆公式：a = g 4 ( 1 c o s 2q ) 1 3 ( 1 - c o s 4a ) 】 ( 2 ) 式中：g = d - d 表示应变后椭圆长轴与短轴之差，即椭圆度 p 为修正系数a 与椭圆长轴的夹角 图2 - 2 裙部横向截面 山东大学硕士学位论文 2 1 2 椭圆度g 的确定： 通过合理的椭圆设计，使活塞横向设计成均压横向形线，即在o 一3 5 。5 0 。范围内变形后的摩擦面的曲率半径与缸径接近，实现均压接触， 侧压力均匀分布，根据侧向推力和裙部结构，柴油机活塞裙部椭圆度一般 设计为o 3 5 0 6 0 ，自上至下直线减小，汽油机活塞裙部椭圆度一般设计为 o 4 5 0 7 5 ，自上至下直线增大。 2 1 3b 的选取 按照a = g 4 ( 1 - c o s 2a ) 设计后，由于受到以下两方面的影响：活 塞结构的影响，即并非薄壁圆桶；随着变形的发展，集中载荷变成近似 均压。因此活塞缸壁在4 5 。左右的接触并不理想，经常需要进行修正， 即采用= g 4 ( 1 c o s 2d ) p ( 1 c o s 4a ) 】的椭圆设计1 2 1 。 通常，柴油机活塞1 3 0 ，即在4 5 。方向减小缩减量，而汽油机活塞 则相反。这是因为： 柴油机活塞侧推力大，而且结构刚性好，壁厚变化大，不能看成 均匀的薄壁圆筒。 柴油机活塞配缸间隙大一些，为了扩大接触面积，增加了曲率补 偿部分。 通常1 3 的取值范围：o 2 5 1 3 次( 即主推力面瘦一些) 。柴油机 活塞则相反主 o ) z - 一裙长( 从裙顶算起的裙长) 假定： 1 ) 活塞线膨胀系数为常数( 1 i o c 一2 0 0 ) oo 山东大学硕士学位论文 b 一与传热有关的，m 值 当发生热膨胀后，活塞裙壁将变为圆柱形。然而，从润滑理论上看， 在活塞、缸套高速滑移运动中，它未能利用油楔效应，因此出现了另种 曲线规律抛物线规律，即：，= a z 6 式中：z 一意义同上a ，b 为常数 z 一至裙部中凸点的距离 誊顶 c m 弋：、 一三fr l 兰幽i 型一 缸孔。 稿底 图2 - 6 抛物线规律活塞裙部工作时的流体动力润滑效应 理论和实践已经证明，按抛物线规律【5 1 1 6 】设计的活塞在热变形后依然 能保持中凸桶形，能产生双向油楔间隙，获得良好的润滑作用和活塞稳定 导向，避免产生裙部的边棱负荷，改善了活塞的工作条件。如图2 - 6 所示， 为活塞不同运动方向、不同部位的油膜压力示意。 b a g c i 和s i n g h 采用有限差分法【8 j 对有限宽平面滑块的最佳油膜型面 ( 即最大油膜承载能力) 进行了研究，就油膜承载能力而言，认为曲线型 面比直线型面大。不考虑侧泄时。二次方抛物线具有最大的油膜承载能力， 而考虑侧泄时，二二阶摆线具有最大的油膜承载能力，但抛物线仅比二阶摆 线低2 3 ，而指数函数曲线则低1 8 2 ，因此，从润滑观点来看，设计中凸 桶形活塞裙并采用抛物线规律是合理的。 活塞裙部在连杆摆动平面上的纵向形线，又称基线。活塞裙部的基 线主要由上面所述的两种形式。 8 山东大学硕士学位论文 2 2 i 指数函数规律 当基线取指数函数规律时，其一般形式可写成：a 。= “r “，式中各 参数含义如前所述。当己知基线上不同位置的收缩量，用z = ae 拟合 裙部基线规律时，可用最小二乘法确定，表2 一l 、表2 2 分别为两种不同 活塞的曲线拟合情况： 表2 - i ：6 1 1 0 活塞的拟合曲线z = o 1 8 9 e 0 0 7 4 2 弋 o37 51 31 82 32 83 8 计算值 0 1 8 90 1 5 l0 1 1 00 0 7 20 0 5 00 0 3 40 0 2 40 0 1 1 图纸值 0 1 8 0o 1 4 00 1 l o0 0 7 50 0 5 50 0 3 50 0 2 50 0 1 0 表2 - 2 ：t d l 2 0 a 活塞的拟合曲线z = o 1 0 9 e 0 0 5 5 2 釜弋 o1 02 03 04 05 06 0 计算值 0 1 0 9 0 0 6 30 0 3 60 0 2 l o 0 1 20 0 0 70 0 0 4 图纸值o 1 0 90 0 6 30 0 3 90 0 2 70 0 0 90 0 0 70 0 0 4 表2 1 、表2 - 2 是活塞基线服从指数函数的例予，但更为常见的活塞 基线是按抛物线规律设计的。 2 2 2 抛物线规律【9 1 【0 1 当基线取抛物线规律时， 其形线如图2 7 所示，一般 可写成：a z = a z 6 式中：z - z 处径向缩 减量( 相对于最大葭径) 扩系数 b - - 指数 当用该式拟合活塞裙部 图2 7 裙部形线 山东大学硕士学位论文 基线规律时，可设：u = l n a z a = l n ab 3 bz 2 l n z 则：u = a + b z 运用最小二乘法，令：乞= 吉z 。 万= 专n = z f 2 - 专( z ，) 2 k ，= z z ，一专( z ，) ( u ) 其中，n 为数据个数则b = 每，爿= 西城 由此编制小程序，很容易确定式z _ a z 6 表2 - 3 、表2 - 4 分别为两种 不同活塞的曲线拟合情况：( 相对误差不大于2 ) 表2 - 3 ：1 9 0 活塞的拟合曲线z = 2 1 6 5x 1 0 。7 2 2 9 8 永 2 74 l5 36 37 l7 88 48 9 计算值0 0 0 40 0 1 40 0 3 0 0 0 5 00 0 7 l0 0 9 40 1 1 70 1 4 0 幽纸值0 0 0 4 0 0 1 40 0 3 00 0 5 0o 0 7 l0 0 9 3o 1 1 60 1 4 0 表2 4 ：4 1 3 活塞的拟合曲线z = 2 4 3 7 x1 0 5 2 1 9 6 3 泌 51 02 3 53 3 54 8 55 8 5 6 8 5 计算值0 0 0 0 60 0 0 2 20 0 1 20 0 2 4 0 0 4 90 0 7 l0 0 9 8 图纸值0 0 0 0 50 0 0 2 5 0 0 1 50 0 2 30 0 4 40 0 6 5o 1 0 5 在实际活塞设计中，普遍采用抛物线规律设计，并且使用效果令人 满意，一般的，公式a z = a z 6 中b 的取值范围在1 9 3 4 ，中凸点以上部 分一般取3 左右，以下部分一般取2 左右，a 的取值范围较大，其数量级 在1 0 一一l o 5 之间。 2 3 本章小结 1 分析表明，中凸桶形活塞的横截面主要采用标准椭圆、修正椭圆、 椭圆与偏心圆组合的设计规律，一般总能找到合适的数学规律表达。修正 系数的选取主要考虑保证工作状态下裙部与缸套的贴合面积，对柴油机活 塞。其修正系数一般选取负值，汽油机活塞则不同。 0 山东大学硕士学位论文 2 渐变椭圆的椭圆度应按线性规律变化，一般情况下柴油机活塞自 l 而f 逐渐减小。 3 中凸桶形活塞的纵向形线可由指数曲线和抛物线很好的逼近，由 j 二抛物线形线有效地利用了流体动力润滑效应，因此目前普遍采用。 4 活塞的纵向形线、横向形线均可编成一个统一的程序，只要输入 必要的初始数据，就可以确定裙部外表面上任一点的位置，为活塞的c n c 加工奠定了基础。 山东大学硕士学位论文 第三章工作状态下活塞裙部变形计算 活塞裙部受到机械负荷和热负荷作用下，将发生机械变形和热变形， 这一章主要分析活塞的受力、受热状况，分析机械变形和热变形，并对这 两种变形进行计算。 图3 1 活塞机构受力分析 f g 3 1 工作状态下裙部变形情况分析 3 1 1 活塞机构受力分析【1 l 】 图3 - 2 裙部扩张变形 在活塞顶上作用有气体压力f g ，它通过活塞销传到连杆曲柄上，惯 性力f j ，以及受到缸壁的侧推力f h 。如图3 - 1 所示。气体压力： = x d 2 1 4 惯性力：e = b ，+ 豫+ 竿r 山东大学硕士学位论文 侧向推力：e = f + 卵f = 尼+ 巧 3 1 2 机械负荷引起的变形状态1 2 】 在气体力f g 的作用下， 活塞顶在销座跨度内发生弯 曲，导致裙部产生相应向外的 扩张变形，如图3 2 所示。 在侧推力f h 的作用下， 裙部垂直于销座方向有压扁的 趋势，销座轴向裙部尺寸伸长， 如图3 3 所示。 惯性力f i 对变形的影响 较小。 3 1 3 热负荷引起的变形状态 图3 - 3 径向变形情况 活塞在工作时，由于高温燃气的热量传递，使得活塞在不同的横截 面上的温度不同，在某一横截面上，受热负荷作用，径向将发生变形。其 变形情况也是导致销孔方向伸长，与图3 3 所示类似。 热变形应包括自由热膨胀和热应力引起的两部分的热变形。但是活 塞内由于一部分的膨胀取决于相邻部分的膨胀，即热应力引起的相应变 形，相比较自由膨胀来说很小，在计算时可以忽略不计。因此，关于热负 荷对变形的影响，只考虑由温度引起的自由膨胀部分的变形。 机械负荷引起的变形，随机械负荷的变化而变化，而机械负荷随曲 轴转角的变化而变化，机械负荷引起的变形是时间的函数，起伏值变化较 大。 热负荷相比机械负荷来说，要稳定得多，处于某一工作状态下活塞 的热负荷变化很小，由此引起的热变形相应较稳定。 山东大学硕士学位论文 3 1 4 热变形和机械变形的合成 热变形和机械变形综合起来，将得到工作状态下活塞的总变形。 在机械负荷的作用下，气体压力的作用，使得活塞裙部有上部收缩 下部向外扩张的趋势，见图3 - 4 。在热负荷的作用下，活塞裙部上部的膨 胀将大于下部的膨胀，这两种变形的叠加如图3 - 4 所示。可以看到，在工 作状态下，直筒活塞裙部与 缸套将产生这种不利的接触 状态，只有裙部的上下边缘 与缸壁接触。 从理论上分析，或从使 用过的活塞上都可以看出这 种情况，在裙部的上下边缘 找到擦亮的痕迹，这种接触 方式，使得大部分裙部表面 不承受活塞侧推力。 因此，为了使活塞 在工作状态下与缸壁处 于一种良好的接触状态， 应考虑设计的裙部在冷 态时，具有中部凸出的形 状，使得活塞在工作状态 时，受机械负荷和热负荷 作用下，变形之后的形状 能形成流体润滑，从而使 活塞裙部与缸壁的滑动 状态改善。 图3 - 4 裙部变形情况 f g 图3 - 5 受力及约束情况 山东大学硕士学位论文 3 2 机械负荷引起的裙部变形计算 活塞划分成三维网格【】，根据对称性，按四分之一活塞的受力变 形计算，其受力及约束情况如图3 5 所示( 惯性力未标出) ，因为需要的 是活塞裙部的变形数据，所以裙部划分的网格较细活塞头部划分的较粗。 根据发动机的示功图、结构参数、运转参数，模拟分析在不同的曲 轴转角情况下，活塞在气体压力、侧推力、惯性力共同作用下的变形量， 得到总的机械变形量，见图3 - 6 。 图3 - 6 机械负荷引起的变形 图3 - 7 机械负荷引起的轴向变形( 气体压力) 山东大学硕士学位论文 藤、 图3 8 机械负荷引起的径向 变形( 气体压力) 图3 - 9 侧推力引起的径向变形 图3 7 、图3 8 分别为机械负荷引起的轴向变形和径向变形情况，图 3 - 9 为侧推力引起的径向变形情况，t t 、p p 、q q 、u u 分别为自上而 下不同的裙部横截面。 3 3 热负荷引起的裙部变形计算 活塞是一个统一的整体，其一部分的膨胀取决于另一些相邻部分的 膨胀。所以，工作状态时活塞每一个截面上的径向变形可看作由两部分组 成，一部分为自由膨胀，另一部分为热应力引起的变形，本文热应力引起 的变形用三维有限元计算。 可将热应力部分引起的变形量忽略不计【1 4 l ，仅考虑受热自由膨胀引 起的变形。这样通过有限元计算分析或实际测量活塞的温度场，就可以确 定活塞的温度分布情况及热变形情况，见图3 l o 、3 - l l ，甚至可确定分布 曲线，= 厂( x ) ，x 轴为活塞的中心轴向。活塞由室温加热到温度t 时，直 径增量为：a d = 口d ，一，0 ) 式中：t 。一室温假设为20 1 6 山东大学硕士学位论文 a 线膨胀系数 d 一气缸直径 图3 - 1 0 活塞渝度场分布 活塞由室温加热到温度t 时，直径增量为： 4 = d d ( ，一f 。) 式 中： to 一室温，20 a 一 线膨胀系数d 一气缸直径 图3 - 1 1 活塞热变形 图3 - 1 2 中，( ：弼为机械负荷引起的变形量，为轴向温度曲线， 7 山东大学硕士学位论文 为热负荷引起的热变形量，为总的变形量。图3 1 3 为热负荷、 机械负荷共同作用下的变形情况。 i 机 | l4 1 1 5 16 1 7 1 1 l 生篓 三| 立 二1 生 一- t 翼 i 城负荷引起轴向5 0 。方向的变形 械负荷引起轴向7 0 。方向的变形 械负荷引起轴向9 0 。方向的变形 向量度曲_ | 毳 负黄引起的轴向变形 向5 0 。方向的总变形 自7 0 。方向的总变形 向9 0 方向的总变形 图3 12 机械负荷、热负荷引起的变形情况 m * 一* 一一一一群：1 t w 一 图3 1 3 活塞热负荷、机械负荷共同作用下的变形情况 8 山东大学硕士学位论文 3 4 本章小结 1 机械负荷引起的裙部变形就是活塞在气体压力、侧推力、惯性 力共同作用下的变形量。 2 热负荷引起的裙部变形主要考虑由于温度变化引起的自由膨胀， 忽略了热应力引起的变形。 3 由于热变形相对稳定，总的变形量是在热变形计算的基础上进 行机械变形计算求得。 1 9 山东大学硕士学位论文 第四章裙部润滑及摩擦的计算与分析方法 内燃机中，机械损失约占6 0 消耗于活塞一缸套一活塞环摩擦副。 为减少这一损失，活塞设计极其重要。另外，活塞一缸套一活塞环的设计 还直接影响发动柳肭其它各项性能，如发动机的噪声、排放和可靠性等。 现代发动机活塞裙部是非常复杂的空间曲面形状，这种设计是综合考虑了 活塞的力、热变形，对活塞环、活塞进行了混合流体动力润滑分析而得到 的结果。目前，在国外的活塞设计中采用了这种方法，而在国内活塞设计 方法仍然停留在经验设计和试验类比的阶段，这种方法耗时，而且大量的 实验使得成本提高。 所以，有必要开发一种新的活塞设计分析方法，借助于现有的活塞 摩擦副系统的模拟分析软件( g l i d e 软件) 进行分析研究，以提高我们活 塞系统的设计丌发水平，也有利于对现有活塞进行分析改进。 4 1 活塞系统的动力学方程 活塞系统是典型的曲柄滑块机构，图4 1 为活塞系统几何尺寸以及 作用在活塞上的力和力矩。活塞沿气缸往复运动的位置、速度和加速度皆 可以表示为曲柄转角0 的函数。在垂直于活塞销的平面内，作用在活塞上 的力和力矩将引起活塞在缸套内作微小的平动和转动。由此而产生的活塞 裙部顶端和底端的偏心矩可分别表示为e ，和e 。在这些力和力矩中，是 由燃烧室中气体压力所产生的作用在活塞系统上的力；f h 是r h 流体动压 行为引起的作用在活塞主、次推力面上的法向压力，m 。为其作用在活塞 销上的力矩：f 。是由流体动压行为引起的作用在活塞主、次推力面上的 摩擦力，m 。为其作用在活塞销上的力矩：凡和e ，分别为活塞往复运动 引起的活塞惯性力和销惯性力，凡、m 。和e ，分别为活塞二阶运动引 起的活塞惯性力、惯性力矩和销惯性力；f 为连杆作用在活塞上的力， 山东大学硕士学位论文 其方向始终沿连轩长度方向。在这里，暂不考虑活塞环和缸套间的摩擦力 及活塞销处的摩擦力。 活塞誓蔷 弱匪 羹区 图4 一l 活塞系统几何尺寸及作用力和力矩 上述力和力矩作用在活塞销处的平衡方程为： = + 厶+ 昂+ 最+ p c o s 妒= 0 f 。= f h + f | p + f | r p s i n 妒= 0 2 ( 4 1 ) ( 4 2 ) 山东大学硕士学位论文 m p = m h 七融i c 七f t g 砩一f f ce 午t i cp 勤m = 0t 4 3 1 方稔( 4 。1 ) 和( 4 ，2 ) 连力求解可消去连秆力尹，并导出下式： 一f m f k = f h + f 。午f m t a n , t 4 4 1 而上式中f 可袭示为： f = p 0 + ，_ + 以j t a n 庐 ( 4 5 ) 方程( 4 - 3 ) 可重新表述为： 一m “一敝、一6 ) = 肼 + m ，+ m m ( 4 - 6 ) 丽上式中m 。可表示为： m ，一兄c ，一坟g ( 4 - 7 ) 从方程( 4 6 ) 式和( 4 7 ) 式可以毳出，c 翔 t 是与活塞轴向加速 度、燃烧室气体压力和遗枵与蜒套皴线间的夹角审套关的物理量l j 7 】。 对予以恒定角遽度m 旋转豢的麴轴，涎塞沿轴线方囱数位穆、速度 秘热速度霹采照一f 述式予 1 3 l f l 9 l 表示： y = + r ) 2 一唧严一：一b 2 y 5 一r c o s 蚕 口ui鲁j- 山东大学硕士学位论文 图5 7 a 方案7 活塞缸套间接触压力 c r a n v a r , g t d e g _ c a l m n y x _ vx - 帅y ( - m jk * _ m n y jm m n y 0 r t , 由0 0 的笛2 i 柚 2 0 1 4 8n d萄” 图5 7 b 原活塞裙部缸套间接触压力 4 0 一乙卜i石写j廿又量舯ujok芑墨jou j a 墨2 5 锚j d 山东大学硕士学位论文 c 馆n 幽1 9 i 戊蹭一o 图5 8 a 方案7 活塞裙部撞击能量 l a y e r _ l 图5 8 b 原活塞裙部的撞击能最 山东大学硕士学位论文 薯 z 喜 吞 童 l 差 嚣 l a y e r j 粥5 9 a 方案7 活塞萃能质蘩撞击能嚣 l a y e l l 挪o 砷2 ，o3 e o 4 6 0 删椭 甜键，确9 l 氆4 j l 圈5 - 9 b 原活塞单位质量的撞击能量 啪瞄坩辨雠泓咐搬蛳。 口囊o口o o o o o 黧裟篡l l 一。 呈嚣，|o惩d，尊稳km苫鬈望菱椎 山东大学硕士学位论文 e 0 1 8 0 。0 0 8 0 0 0 6 0 0 0 4 0 。0 0 2 0 0 0 0 - 0 0 0 2 - 0 0 0 4 一鑫。0 0 6 - 0 0 0 8 - 0 0 1 0 n n 7 及入。 况 1人冠仄“ n lqx 怒捌氛 z 、 露x s -5 哕彝9；a v 5 | 她 | 叫| t | 7 |讼 09 e 1 8 0 2 7 03 6 0 4 5 0 6 4 06 3 07 2 0 c r 朝k a n g | d e g 一。a l 二溅嚣譬裟罱。孤 一c l e 毫# n c er e d u c e d0 0 4 ，l 图5 一1 0 不同间隙情况r 裙部上端横向速度对比 氐八 八7 r； 一 | 、 、 k ! ；z、 ， r 。 v 。，一 、- ， 7 v i 八i 八l 7 、，z l i l 1 0 9 0 1 8 02 7 03 6 04 5 0 5 4 0 6 3 0 2 0 c r a n k a n g d 蚁c a 一- - 。o n r lt t h e h e t s t s3 ；怒 鞠5 - ll 裙部主、次推力侧油膜厚度对眈 u 拈m 瓷) i v姑#-”o一州#p8h埘hoo属php州”oh。 _i)-嚣k盘。墨p苫ssq话霉扁卜 山东大学硕士学位论文 冁 卷 譬 如 番 笛 0 i7 一r |、：、 1 二 i 一z 疋弋【 f一矿弋r 铲 、lf ， u l：、 l万r 、 ，|氐： ： 乎 。 2 f氐 。 ，7 叭厂 ：，r 一k 一 i 、。 一 i n e a r jt y 酗5 - 1 2 不同裙鄹形线摩擦力的对比 p r o f i l e d r o f i l e 上述备豳分析说明如下： 圈5 - 3 为g l i d e 软件计算分析所建立的计算模型。 图5 - 4 为发动机瞬时压力图( 示功图) ，根据发动枫工作时的缸内毽 力确定。 围5 5 为g l i d e 软传计算分叛的活塞与缸套之间的瞬态油膜压力示 意。 图5 - 6 a 、5 - - 6 b 分别为方案7 秘缀形线活塞横向摆动角速度的对比， 方案7 活塞韵最大摆动角速度为3 2 4 3 7 7 r a d s 。原形线活塞为 3 3 6 9 2 7 r a d s ，盈原形线活塞摆动角逮度钓平均僵也鹳撮大予方案7 活 塞。 图5 7 a 、5 7 b 分和为方案7 和原形线活塞裙部与缸套间的接触压力 数值，其最大值和平均值基本相当。 圈5 8 a 、5 8 b 分别为方案7 和原形线活塞疆部与缸套间的撞击能量 计算结果，可见原形线活塞其撞击能量的最大值及乎均值均大于方案7 活塞的分析僮。 4 4 m啪啪柏印们粕。啪哪珊啪m m m mr 氰胬小 一 甚鬻g o n”姓na 0 r博。 善： 山东大学硕士学位论文 图5 - 9 a 、5 - 9 b 分别为方案7 和原形线活塞裙部与缸套间单位质量的 撞击能量计算结果，与图5 8 a 、5 8 b 结果一致。 图5 一1 0 为不同间隙情况下裙部上端横向速度对比，可见，裙部问隙 越大，则横向速度越大，裙部下端横向速度变化与裙部上端相似。 图5 1 1 为方案7 活塞裙部主、次推力侧平均油膜厚度对比，从图中 及分析计算数据中可得出以下结论： 裙部主推力侧在运行过程中，平均油膜厚度在1 2 o 2 1 5um ，波 动不大，在上行时油膜波动较下行时明显增大，原因可解释为上行时因缸 壁粘附的油膜量相对下行时少；瞬时最小油膜厚度在7um 左右，在裙部 中部中凸点附近；瞬时最大油膜厚度达到4 0pm ，最大油膜厚度在上行和 下行时均出现在裙部上端与油环相邻部位，这是由于油环刮油和布油的原 因所致。 裙部次推力侧在运行过程中平均油膜厚度在1 3 2 2 3 3um ，在上 行时油膜厚度连续波动不大，下行时油膜厚度有- 4 , 幅度波动；瞬时最小 油膜厚度在9 um 左右，也在裙部中部中凸点附近；最大油膜厚度达到4 6 um ，最大油膜厚度在上行和下行时也均出现在裙部上端与油环相邻部位。 图5 1 2 为方案7 中凸形线与锥形直线型形线摩擦力的对比，可见中 凸形线摩擦力明显小，也说明中凸形线其润滑状态好，根据摩擦力可计算 出摩擦功率。 通过对上述七中型面及现型面的摩擦学计算，得到表5 - 4 所列的结 果。 表5 - 4 ：油膜厚度及摩擦功率计算结果 l 234567 原型面 油膜厚 0 0 1 1 5 ，0 o l l 4 ，0 0 1 1 3 ，0 0 1 1 4 0 0 l | 4 ，0 0 1 1 4 ，o 0 1 2 0 ，0 0 l l6 ， 度范围 0 0 2 0 50 0 2 0 70 0 2 l l0 0 2 1 80 0 2 300 2 2 60 0 2 3 30 0 2 0 8 ( m m ) 平均摩 擦功率 3 8 2 2 43 9 8 2 22 9 4 2 82 8 l9 22 7 10 42 7 9 2 72 6 0 1 53 8 77 l ( w ) 山东大学硕士学位论文 i 从表5 - 4 中看到