【《汽油机活塞设计的基本理论基础综述》5500字】

汽油机活塞设计的基本理论基础综述目录TOC\o"1-3"\h\u12419汽油机活塞设计的基本理论基础综述 1181091.1活塞的受力载荷与磨损 1189401.1.1活塞的热负荷 1145061.1.2活塞的机械负荷 2258101.1.3活塞的摩擦磨损 449751.1.4振动与噪声 5233651.2活塞结构设计理论 54951.1.1燃烧室结构 5265941.1.2环槽与环岸结构 6273671.1.3销孔结构 8151521.1.4裙部结构 857551.1.5活塞其他部位设计 10活塞主要在发动机中进行往复运动，将发动机产生的热能转化为曲轴旋转的机械能，活塞轻量化设计需要了解活塞的受力载荷，摩擦磨损，振动与噪声理论，还需要对活塞各部位设计理论进行总结，为后期活塞轻量化设计打下基础。1.1活塞的受力载荷与磨损随着发动机的压缩比以及升功率升高，活塞热负荷和机械负荷越来越高。根据活塞温度场分布，活塞热负荷主要对活塞头部和环槽影响比较大，机械负荷对销孔和裙部影响比较大。1.1.1活塞的热负荷活塞直接与燃气接触并且不易冷却，它的温度实际高于发动机缸体温度。发动机实际运转时，最高瞬态温度可达到2000℃，排气温度可以达到900℃，带有涡轮增压的进气温度有可能超过200℃，采用中冷结构，可以降低40-60℃，冷却了组件温度的同时也提高了进气量。活塞的热负荷还受到发动机的速度、平均有效制动压力、点火角度、喷油质量的影响。活塞材料在受热过程中，尤其是铝活塞，当温度达到350℃，性能会急速下降。一环槽由于靠顶部距离近，会发生结焦风险，导致活塞环的卡滞。对于汽油机销座顶部到活塞内腔顶的过渡区域也是关注的重点，活塞每个部位受到热负荷影响是不同的，从顶部向下，变形量减小，如图1.1所示。活塞受到非均匀温度影响产生变形，活塞顶部中央位置向外凸起，活塞环槽部位向外扩展并产生弯曲；活塞销座位置由于与销孔有配合，材料比较多，热负荷比别的区域高，产生向下的弯曲，活塞裙部靠近燃气较远受到热负荷小，变形量较小并呈现中间向内塌陷的变形。活塞各部位温度限值见表1.1。图1.1活塞热负荷变形表1.1活塞各部位温度限值活塞位置许可温度(℃)燃烧室350第一环槽240（矩形）260（梯形）内冷油道320销座250销孔230裙部2001.1.2活塞的机械负荷活塞在缸体中受到燃气压力、往复惯性力、侧向力、摩擦力以及油膜压力，活塞在这些力的作用下做径向的往复运动。由于存在配缸间隙，活塞会有横向的运动和绕活塞销转动的二阶运动，二阶运动对发动机性能的影响最为显著。图1.2所示为活塞体在气缸中运动时受力情况。气缸轴线方向作为X轴，垂直于气缸轴线方向作Y轴。缸内的气体压力假定为Fgas，由于活塞销孔有偏心设定，活塞会绕活塞销转动，转动产生的力矩用Mgas表示。图1.2活塞体在气缸中受力示意图活塞在气缸中运动的动力学方程如下所示：在X方向：mc在Y方向：mc绕活塞销轴转动：Θc式中：mc—活塞质量；Kc—活塞角加速度；xc—活塞X方向加速度；yc—活塞Y方向加速度；Θc—活塞体绕活塞销轴线的转动惯量；Fgc—活塞重力；Fr—活塞与活塞环接触力；Fci—横截面i上活塞主、次推力侧的接触力；Fpin—活塞销受到的作用力；Flink—连杆小头受到的作用力；汽油机爆发压力可以达13MPa，转速最高达到6000r/min，活塞顶部产生向下的变形如图1.3所示。活塞销孔部位受到拉应力和压应力，产生弯曲变形。机械负荷较高，会使活塞发生断裂。对于汽油机活塞比较典型的是二环岸断裂、活塞顶部开裂，活塞销孔开裂以及活塞支撑筋到裙部的过渡区域出现裂纹。活塞的重量可以影响往复惯性力及侧向力，从而减小机械载荷，减少活塞的开裂。图1.3活塞机械变形1.1.3活塞的摩擦磨损现在汽车性能中，燃油耗是很重要的指标，如表1.2所示。活塞与活塞环缸套的摩擦损失占到发动机全部摩擦功损失的50%~65%左右，是发动机中最主要的摩擦副。降低活塞摩擦磨损的方法目前常用的有两种方法，一种方式是减少活塞与缸套的接触面积，例如现在的短裙设计、裙部不对称设计；另一个重要方式就是活塞轻量化设计。表1.2各摩擦副机械损失比摩擦副名称机械损失百分比（%）活塞、活塞环与气缸套45~65曲轴连杆系统15~25气门机构2~3泵损失10~20附属机构10~20活塞裙部运动过程中与缸体发生磨损，不同部位的磨损载荷不同，这是衡量磨损程度的重要指标。在发动机运行过程中磨损载荷除了与活塞在缸套中的运行速度有关外，还受接触压力的影响，可用活塞某点的接触压力与该点的移动速度的乘积来表示，即：W=式中：W—为瞬时磨损载荷；PcVpist裙部累积磨损载荷计算公式为：Wi式中：WiPciVpist1.1.4振动与噪声活塞振动与噪声是息息相关的。噪声太大会妨碍驾驶者的驾驶体验，是不被消费者接受的。噪声在低转速状态时，以燃烧噪声为主；而随着转速越来越高，活塞与气缸壁的机械冲击就成为噪声的主要来源。降低噪音可以采用以下几种方式：合理设计发动机转速；活塞轻量化设计；活塞与气缸之间设置合理的配缸间隙；优化裙部型线；加强活塞的润滑，从而降低冲击强度。活塞敲击气缸壁产生的敲击总能量E是评价发动机振动的重要参数。敲击动能越大，发动机的振动越大，产生的噪音也越大。敲击动能呈现周期性的变化，活塞对缸套的峰值能量以及整个循环的总能量越小越好。可由下式表示：式中：Ea—活塞轴向运动动能；El—径向运动动能；Er—摆动动能；M—活塞组件重量；v1.2活塞结构设计理论汽油机活塞壁厚及高度设计首先满足可靠性要求，然后还需要满足工艺的生产可行性。根据经验公式确定范围，后期可根据计算结果进行调整，其中D代表缸径，单位为mm。1.1.1燃烧室结构活塞燃烧室与燃气直接接触，处在最恶劣的位置，承受非常大的热负荷和机械负荷。因此在发动机运行中，其温度是活塞中最高的，可达300℃。常见的失效有燃烧室开裂，击穿以及烧熔。燃烧室的形状影响燃气燃烧产生的气体流动方式。不同的燃烧室开口对于气流强度以及持续时间影响不同。压缩比εc是发动机中非常重要的参考数据，是气缸总容积与燃烧室容积之比；较大的压缩比可以获得更大的力，减少散热损失。目前汽油机压缩比最大能达到16。εc其中：VS—气缸工作容积；Vc—燃烧室容积。现在汽油机均采用如图1.4所示的紧凑型燃烧室。汽油机燃烧室设计的主要目的是提高循环热效率。面容比A是评价燃烧室形状的重要参数，是燃烧室表面积与燃烧室容积之比，用F/V来表示。压缩比较大时需要设计面容比较小的燃烧室，否则会有爆燃爆震的风险。合理的燃烧室设计，可以使燃烧更充分，热量利用率更高。燃烧室设计时，应尽可能避免尖角，导致出现表面热点，出现不正常燃烧。图1.4汽油机燃烧室形状1.1.2环槽与环岸结构活塞环槽的最主要作用是与活塞环进行配合，密封燃气防止漏气量超标。常见的失效模式有环槽微焊，环槽与活塞环发生粘连。活塞环岸对活塞环进行支撑，二环岸还需要参与导向，环岸高度与发动机排放也有关系，最常见的失效有环岸断裂，环岸烧熔。（1）环槽设计活塞环槽部位根据客户提供的活塞环尺寸来设计，需要设计合适的背隙和侧隙。一环槽采用硬氧来增强环槽硬度，硬氧层的平均厚度为0.015mm。环槽硬度增加，可以改善活塞环对环槽的磨损，氧化后的环槽初期比较粗糙，但通过在发动机中运行一段时间，氧化层会变光滑达到理想的封气效果。（2）环岸设计火力岸的高度决定了活塞一环槽的位置，在满足一环槽热负荷的基础上，考虑轻量化设计。为了防止第一环槽的温度过高，要求在上止点位置时第一环槽低于冷却水腔，这样使得火力岸的尺寸较大，这就不利于降低排放的要求。火力岸尺寸减小对发动机漏气量、机油耗也会产生一定的影响，需要综合考虑。———火力岸的设计强度应满足：M=0.9−0.22其中：M—环岸根部所受弯矩；Pgma—气体最大压力；抗弯断面系数为：W=π其中：C1—二环岸高度。环岸根部的弯曲应力：σ=M环岸根部的剪切应力为：τ=0.9−0.22其合成应力为：σ∑对于铝活塞，其许用应力30-40MPa。二环岸高度主要考虑满足强度需要，通常环岸断裂发生在二环岸。二环岸理论计算公式：其中：——活塞三环岸相对受力比较小，距离活塞头部距离较远，热负荷也较小，三环岸很少发生因为强度不足引起的失效，三环岸高度可以适当减小，其计算公式如下：——1.1.3销孔结构销座上部在发动机运行时要承受最大缸压，最大缸压由销座传递给销，进而在销座内部生成切向应力。此切向应力不能高于活塞材料的安全疲劳强度，公式如下：PB其中：P—最大缸压；A—销孔上方投影面积。切向应力计算公式：σ=π其中：x—销孔半径；y—销座半径。对于目前采用的内凹设计，已经将切向应力的计算进行了发展，当采用1.3σ≤200MPa时则销座不会发生开裂。销座下部应力计算公式：P=F其中：F1—最大惯性力；A—销座下部投影面积。销座切向应力：σ=x其中：P—最大缸压。1.1.4裙部结构活塞在气缸内运动时，活塞裙部和气缸壁用油膜隔开而不直接接触，润滑方式是典型的流体动力润滑。但因其结构和运动状态与滑动轴承不同，加之考虑到活塞裙部受缸套表面粗糙度和波纹度的影响，则活塞裙和缸套之间的润滑采用修正后的平均雷诺方程：∂式中P−油膜压力；Φθ、Φz−压力流量因子；Φs−剪切流量因子；h−油膜厚度；W−为活塞纵向速度；vq−针对活塞裙和气缸套之间的特殊的流体润滑状态，压力流量因子Φθ、Φz和剪切流量因子ΦθΦzΦs=合理的油膜压力有利于活塞的润滑，活塞裙部油膜计算可以用：hT式中：C—活塞裙与缸套部间的间隙；fθ,ydθ,y,teteb最大侧压力出现的时刻，气缸压力和惯性力对活塞裙部型面流体动力润滑状态的影响最大，活塞裙部设计考虑裙部可靠性和裙部导向性。裙部比压q按以下公式计算：q=P其中：PNma—最大侧向力；H2—裙部高度。考虑活塞的热膨胀，活塞型线设计成中凸结构。这样不论活塞在上行还是下行状态，都能实现很好的流体润滑。为使活塞裙表面和气缸壁之间形成较为理想的油膜，活塞型线用以下方程拟合：Y=aX式中：Y—相对于DN的直径减量；X—相对于中凸点DN的高度；a—拟合系数，一般为常数；b—幂次系数。活塞裙部大点D1设计时一般不应突出缸套，还要使得活塞裙部运动时保持良好的稳定性。裙部上端D2处作为型线的控制点。根据薄壁圆筒弹性变形理论并结合活塞的受热变形情况，活塞型线横向一般采用双椭圆结构：∆R=G图1.5活塞裙部型线和椭圆度活塞裙部不对称分为不对称壁厚和不对称结构。根据活塞主次推力侧受力大小不同，裙部主次推力侧不对称设计。大量设计验证表明，活塞裙部壁厚遵循以下公式：T=(0.025~0.045)×D设计时应主推力侧壁厚增加，次推力次降低。对于高强度汽油机壁厚可以设计大一些，为了有良好的裙部刚度，一般裙部位置内腔会设置一定的偏心量。1.1.5活塞其他部位设计1.1.5.1活塞压缩高汽油机压缩高设计关系着活塞结构发动机整体布置，是很关键的尺寸。基于轻量化设计，在兼顾活塞强度的基础上尽量的减小，汽油机活塞压缩高：H≈(0.25~0.45)×D1.1.5.2活塞总高活塞压缩高确定后，总高也基本确定，总高需要保证与平衡块保持一定距离，汽油机活塞总高计算如下：H≈(0.55~0.75)×D1.1.5.3活塞支撑筋为了满足活塞轻量化设计要求，裙部支撑筋采用非对称结构，即活塞主推力侧支撑筋宽度W1大一些，次推力支撑筋宽度WW≈(0.040~0.085)×D主次推力侧宽度差：