【《某汽油机活塞热力学及动力学分析案例》5700字】

某汽油机活塞热力学及动力学分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u19467某汽油机活塞热力学及动力学分析案例 1289291.1热力学分析 1108641.1.1热力学模型建立 1143701.1.2热力学网格划分 221091.1.3材料 3304111.1.4热负荷边界条件 3284641.1.5机械负荷边界条件 3224681.1.6热力学分析结果 438201.2动力学分析 1092711.2.1活塞动力学分析需要的参数 11193911.2.2动力学输出结果 1461091.2.3动力学结果分析 17最近几十年来，计算机模拟分析技术的飞速发展使活塞设计流程由活塞设计+试验验证更新为活塞设计+计算机模拟分析+试验验证。计算机模拟成为活塞设计过程中必不可少的环节，可通过对活塞的结构强度、二阶运动及铸造工艺的可行性进行分析选出最优方案，减少成本并提高了开发的成功率。1.1热力学分析近年来，热力学分析方法在活塞设计时的应用越来越广泛降低开发和试验成本并缩减开发周期。1.1.1热力学模型建立首先运用三维建模软件分别建立如图1.1所示活塞、活塞销、连杆的三维模型。热力学分析时，一些小特征可进行适当简化；同时为了更加真实地模拟受力情况，建模过程中活塞关键部位的微观形状要力求准确。因此建模时需考虑销孔及裙部型线，力求模型最大程度反应真实情况。图1.1活塞组件3D模型1.1.2热力学网格划分在热力学分析初期，采用1/4模型。这种模型比较适用于活塞两侧都对称的情况。后来随着活塞设计能力的提高，越来越多的不对称结构得到应用，之前的1/4分析结构就不适用。现在普遍使用的1/2模型分析模式可以更好地体现活塞整体的状态。热力学网格划分是分析过程中非常重要的一个环节，网格划分的质量将直接影响到求解精度及计算速度。将装配完成的活塞组件导入热力学分析软件中，对活塞组件模型进行网格划分，其中活塞销孔、燃烧室、气门坑边缘等关键易失效部位需要提高计算精度和准确性。通过加密网格以消除尺寸误差带来的影响。活塞和连杆采用二阶四面体单元，活塞销和缸套采用六面体单元，热力学模型如图1.2所示，网格信息如表1.1所示。图1.2活塞组件网格划分表1.1网格信息零部件名称网格类型单元数量节点数量活塞组件四面体&六面体460757756793活塞四面体3875295910231.1.3材料根据发动机工作条件和参数要求，活塞选用目前最常用的铝合金材料，材料的物理性能如表1.2所示。表1.2活塞材料物理性能零件材料弹性模量（GPa）泊松比密度（g/cm3）活塞M820.322.731.1.4热负荷边界条件由于发动机每个燃烧瞬间是不一样的，因此活塞表面温度是不稳定的。在发动机每一个行程中气缸内热量的形成和传播都非常复杂，对每一时刻活塞在气缸内的热传递进行准确地模拟是不现实的。众多研究发现，活塞表面2mm以下温度基本是稳定的，可以将活塞认为是不变的温度场。在进行温度场模拟时，由于活塞本身并没有热源，因此加载时采用第三类边界条件。活塞各部位的热边界条件如表1.3所示。表1.3活塞各部位热边界条件活塞部位名称温度(℃)换热系数(W/（m2•℃))活塞顶面1000500一环槽及环岸2001000二三环槽及环岸160400活塞内腔110500活塞销孔12010001.1.5机械负荷边界条件1.1.5.1燃气作用力活塞的燃气作用力主要是爆发压力产生的巨大冲击力，直接作用于活塞顶部，为内燃机提供动力。爆发压力由客户提供，气体作用力计算公式如下：Fg=πD2(其中：D–气缸直径(mm)；Pg–缸内绝对压力(MPa)；P0–曲轴箱内气体绝对压为(MPa)。1.1.5.2惯性力活塞在发动机运行过程中，由于曲轴的旋转，活塞惯性力会随着活塞加速度的改变而改变。依据公式，可计算得到每个曲轴角度下对应的活塞惯性力。Fj其中：mj—活塞组件的重量(g)；r—曲柄半径(mm)；ω—曲轴旋转角速度(rad/s)；α—曲轴转角；—曲轴回转半径与连杆长度的比值。1.1.5.3侧向力活塞在发动机中做往复运动，活塞裙部受到缸壁产生的侧向力，侧向力大小可以利用公式4-（3），公式4-（4）计算得到。F=FFc其中：F—活塞所受合力(N)；FgFaFc1.1.6热力学分析结果分别对活塞的初始方案与改进方案进行热力学分析，通过对比分析结果，考量活塞采用轻量化结构对活塞结构强度的影响能否满足要求。1.1.6.1温度场将热边界条件输入热力学分析软件中，计算得到的温度场分布如图1.3所示，关键部位的温度如表1.4所示。通过对比可知，改进前后两种方案活塞整体的温度分布具有明显的温度梯度，最高温度均位于直接与燃气接触的燃烧室顶面，温度达到323℃，顶面温度稍高但满足铝活塞材料温度限值；由于冷却喷油的位置影响，顶面温度呈现两侧不对称性。其余部位距离燃气距离递减，温度也由燃烧室顶面向下逐渐递减，销孔温度满足限值要求，可以保证销孔的润滑性能，不会出现销孔粘连；活塞裙部下端温度最低保证裙部不会产生过大变形量从而引起拉缸。由于活塞温度场受发动机运行过程的影响比较大，发动机运行中温度比较稳定，冷却系统及燃烧系统没有改变，初始活塞与改进活塞温度变化量小于5℃，轻量化活塞的温度分布满足要求。(a)初始方案(b)改进方案图1.3温度场对比表1.4活塞各部位温度场活塞位置初始方案计算温度（℃）改进方案计算温度（℃）Δ℃)顶面3233230一环槽264262-2内腔顶部294297+3销座2622620销孔225224-1裙部178174-41.1.6.2热应力和热机耦合应力活塞在热负荷及机械负荷作用下产生变形、破裂等失效。活塞需要对热应力和热机耦合应力进行评估，如图1.3所示。活塞燃烧室温度最高膨胀也最大，活塞温度低的地方膨胀量小，这些应力相互作用热应力的力阻碍了活塞的自由伸缩。两种方案的热应力分布如图1.4所示，减重结构的设计使活塞整体的热应力分布略有变化，但变化比较小。两种方案活塞的热机耦合应力分布如图1.5所示，减重结构的设计使活塞整体的热机耦合应力分布略微发生改变；但数值及分布改变均较小，从整体情况看，应力大小均在正常范围内。(a)初始方案(b)改进方案图1.4活塞热应力对比(a)初始方案(b)改进方案图1.5活塞热机耦合方案对比1.1.6.3销孔及裙部接触压力活塞销与活塞，缸套与活塞是活塞组中的两对摩擦副。在实际运动过程中，由于热机耦合作用力的作用，产生接触应力。轻量化设计后活塞需要设计合理的销孔以及裙部型线改善应力分布，使得应力分布更加均匀，减少最大应力值。合理的销孔设计可以使活塞与销孔之间有均匀的油膜，避免边界摩擦或干摩擦。（1）在3.5.4中根据同类型活塞销孔设计两个销孔型线，将两种销孔型线按照1:1导入三维模型。经过热力学分析计算，活塞销孔部位的接触压力如图1.6所示，根据分析结果，改进方案1销孔部位的最大接触应力为120.28MPa，且最大接触压力位于销孔内侧边缘位置；改进方案2销孔部位的最大接触应力为112.44MPa，接触形状、接触面积、接触压力分布均较方案1更为理想，故选择改进方案2作为最终销孔型线方案。(a)改进方案1(b)改进方案2图1.6销孔接触压力对比（2）将3.5.5设计好的两种型面导入三维模型，进行对比优化。选择侧向力最大工况进行计算，活塞裙部的接触压力分布如图1.7所示。改进方案活塞裙部面积减小，活塞裙部压力大小对活塞裙部润滑状况有较大影响，若压力太大会导致润滑油膜破坏从而使裙部出现非正常磨损甚至拉伤，裙部压力规定不能超过35MPa，根据分析结果，改进方案1、2裙部最大接触压力都出现在TS侧裙部中下部，接触面积都可接受。如图1.5所示，对比裙部最大接触压力，改进方案2为19.26MPa优于改进方案1的21.14MPa，最终选取改进方案2作为样件制作方案。(a)改进方案1(b)改进方案2图1.7活塞裙部压力对比1.1.6.4疲劳系数超过疲劳寿命，材料会产生微观疲劳裂纹，随着循环继续进行扩展为宏观裂纹，最终零件失效。金属在107循环之内，最常发生疲劳失效。一般认为疲劳系数越大，结构强度越高，疲劳寿命越长。将计算所得活塞温度，热机耦合应力，惯性力以及侧向力导入分析软件，模拟发动机实际燃气载荷施加压力，将材料的实际试验的疲劳参数导入，进行疲劳系数的预测。（1）对3.5.3环背凹腔疲劳系数进行计算可得，在主推力侧环背凹腔顶部靠近销座部位，由于活塞销与销孔相互作用，销座部位受到载荷较大，初始设计疲劳系数仅为1.14，接近疲劳限值，对环背凹腔进行改进优化，将顶部的平面增加β倾斜角，环背凹腔与销座之间的由之前的直角过渡改为钝角过渡，减小环背凹腔顶部的应力集中，优化后方案疲劳系数如图1.8所示，疲劳系数提高到1.74，改进效果明显。(a)改进方案1及疲劳系数(a)改进方案2及疲劳系数图1.8环背凹腔方案疲劳系数对比（2）分别对初始方案和减重方案关键部位进行疲劳系数的计算。活塞关键部位的疲劳系数如图1.9及表1.5所示，从图中看出，增加环背凹腔结构后，减重方案环槽及顶面部位疲劳系数略低于初始方案；活塞裙部及销孔部位经过优化后，减重方案该部位的疲劳系数略高于初始方案。改进方案各部位的疲劳系数均符合限值要求，活塞强度能满足设计要求。(a)初始方案环槽疲劳系数(b)改进方案环槽疲劳系数(c)初始方案顶面疲劳系数(d)改进方案顶面疲劳系数(e)初始方案裙部疲劳系数(f)改进方案裙部疲劳系数(g)初始方案销孔疲劳系数(h)改进方案销孔疲劳系数图1.9疲劳系数表1.5活塞疲劳系数对比活塞位置初始方案疲劳系数改进方案疲劳系数疲劳系数变化量%燃烧室1.501.42-5.3第一环槽1.361.28-5.8第二环槽1.631.36-16.6支撑筋底1.161.18+1.72销孔1.141.20+5.26裙部1.541.79+16.21.2动力学分析活塞动力学分析主要是对活塞二阶运动进行研究，降低活塞二阶运动带来的危害，通过分析对比，验证活塞设计是否合理。1.2.1活塞动力学分析需要的参数动力学分析需要边界条件的确定，边界条件越多，计算结果也会越准确，主要包括：活塞及组件几何尺寸、活塞温度场与热变形、活塞刚度、缸套安装变形及热变形、活塞质心位置及转动惯量、连杆重量、连杆质心位置及转动惯量、活塞环的相关参数、活塞销的相关参数、发动机720°曲轴转角的缸压数据、机油属性及发动机参数等相关数据。表1.6动力学所需参数部件所需参数发动机转速、额定功率、缸径、冲程数、曲轴半径、曲柄偏置量、机油型号、平均有效压力、示功图、曲轴中心距缸套顶面距离、缸盖螺栓数量活塞几何尺寸、杨氏模量、表面粗糙峰属性、型线、温度场计算数据活塞销几何尺寸、质心位置、重量、转动惯量活塞环几何尺寸、环的重量、开口间隙、预扭角、切向力、杨氏模量、环的截面形状缸套高度、内径、厚度、内孔粗糙峰属性、缸套形式连杆中心孔长度、重量、大头内径及宽度、小头内径及宽度、质心位置、运动惯量1.2.1.1活塞的冷态、热态型线活塞的二阶运动与需要考虑活塞与缸套的冷热态型线。热态下的型线可由公式4-（5）计算得到： ∆Rt=式中：ΔRt热态型线的半径缩减量；ΔD冷态下直径缩减量；D为活塞直径；α为材料的线膨胀系数；ΔT为温度差。冷态下活塞的直径缩减量为理论设计值，将活塞图纸型线数值导入，如图1.10所示。图1.10活塞裙部冷态型线通过热力学分析结果获得活塞温度场以及裙部热变形量，如图1.11所示。图1.11活塞温度场及裙部热变形将客户提供的缸孔变形数据导入动力学计算软件中，如图1.12所示。图1.12缸孔变形数据1.2.1.2活塞裙部刚度建立活塞在力的作用下，会发生弹性变形，在AVLGlide中，活塞弹性变形是用活塞刚度的形式进行表达。表达式如下：K=P式中：刚度的国际单位N/m。首先建立活塞的刚度矩阵。按照一定的角度把活塞圆周方向分割为n个截面，每个截面从上往下选取n个点。每个点及其180°对称点施加一个力F，在施加力的作用下活塞会产生变形，得到变形量S11、S12、……、S1nA=S式中，Fi—加载在第iSij—在第i点加载时第j图1.13活塞刚度矩阵构成及其意义示意图纵向截面选取原则：在与活塞长轴成30°夹角的裙部边缘区域取三个截面，如图1.14所示。图1.14计算活塞刚度的测点编号轴向加载点选取原则：轴向加载点的数量由裙部的长度来决定，一般裙长可取4个加载点，裙部稍长的可定义6个加载点。1.2.1.3缸压曲线缸压曲线由客户提供。活塞的缸压曲线如图1.15所示。为了方便计算，汽油机不考虑曲轴箱压力而将最大爆发压力作用在活塞顶部及一环槽。其他部位根据经验数据设置。图1.15缸压曲线1.2.2动力学输出结果1.2.2.1活塞敲击动能活塞敲击动能对缸套的穴蚀，发动机振动噪声影响很大，是NVH性能评估的重要参数，活塞敲击摆动以及径向动能比较大，轴向敲击动能数值很小可以忽略。活塞运动到上止点前后的敲击最为显著应该重点关注。一般希望敲击的峰值动能和总能量达到最小，图1.16为计算得到的活塞一个循环的敲击动能曲线，初始活塞敲击动能最大为0.00379N.m，改进活塞敲击动能为0.00278N.m。通过计算结果分析，活塞轻量化后，往复惯性力减小，转动惯量变小，活塞对缸体敲击减小，敲击动能减小。1.16敲击动能1.2.2.2活塞裙部侧向力在全速全负荷工况计算裙部侧向力，侧向力减小可以减小裙部与缸套的摩擦，改善裙部润滑。侧向力随曲轴转角变化而变化，其结果如图1.17所示，改进方案最大侧向力为1621.87N，初始方案活塞最大侧向力为879.27N，均出现在上止点后26°曲轴转角，侧向力改善明显。图1.17活塞裙部侧向力1.2.2.3活