王文礼，张保成

WANG Wen-li, ZHANG Bao-cheng

（中北大学 机械与动力工程学院，太原 030051）

0 引言

在实际的内燃机工作运行过程中，活塞在气体压力、惯性力的作用下，不仅做上下往复的直线运动（一阶运动）外，而且由于活塞和气缸壁之间存在间隙，活塞还存在径向运动和绕活塞销的摆动，即活塞的二阶运动[1]。尽管活塞的二阶运动是一种微小运动，但其对内燃机振动与噪声的控制有着重要的影响，尤其表现在活塞对气缸套的敲击。

传统的活塞侧击力计算时忽略了活塞与缸套之间的配缸间隙、润滑等因素的影响，将准静态力作为内燃机有限元计算的边界条件，容易造成计算误差[2]。

1 活塞三维模型及有限元模型

本文针对某型号柴油机的活塞进行分析，燃烧室形式为ω型，通常简化活塞为对称模型，然而由于活塞各边界传热条件的不同，二分之一或者四分之一模型的处理方法会带来较大计算误差[3]，因此有限元分析时采用完整活塞模型进行计算。

在前处理软件HyperMesh中，对活塞进行适当的简化，去掉避让坑、集油孔等特征，对活塞进行网格划分，温度场分析采用DC3D10单元，热变形分析采用C3D10单元，建立有限元模型，如图1所示。

2 活塞温度场及热变形边界条件

活塞材料参数如表1所示。

3000r/min下，该柴油机的缸内压力曲线如图2所示。

图1 活塞有限元模型

表1 活塞材料参数

图2 发动机缸内压力曲线

对活塞进行稳态温度场分布求解，通常采用第三类边界条件[4]，即已知活塞周围的高温燃气和冷却介质的传热系数和平均温度。

3 活塞温度场及热变形分析

将热边界条件导入ABAQUS中，计算得到活塞温度场分析结果如图3所示。

图3 活塞温度场分析结果

由图3可以看出，活塞的最高温度出现在燃烧室顶部边缘处，为268℃；最低温度出现活塞裙部底部，为111℃。由于高温燃气与活塞顶部相接触，在热量传递过程中，从活塞顶部到底部逐渐衰减，因此温度轴向逐渐降低；可以看出该温度场分布与实际情况基本相符。

以温度场结果作为载荷，进行活塞热变形分析，结果如图3所示。

图4 活塞热变形分析结果

由图4可以看出，活塞头部的变形量大于裙部，膨胀量自上而下逐渐减小。活塞的最大变形区域集中在活塞顶部周围，最大值为0.457mm；活塞裙部底部变形量为0.038mm。这是由于活塞温度自上而下降低，活塞的壁厚自上而下减薄。

4 活塞二阶运动分析

4.1 二阶运动计算模型

在AVL-EXCITE Piston-Rings中建立活塞二阶运动动力学模型，如图5所示。

图5 二阶运动分析模型

4.2 计算结果分析

实际工作过程中，活塞对缸套的侧击力包括准静态侧击力和动态敲击力，因此可以通过在EXCITE中计算得到的实际活塞侧推力，然后根据已知条件计算出准静态侧推力，二者相减即可得到活塞对缸套的动态敲击力。

准静态侧推力的计算公式为[5]：

其中：D为活塞直径，单位mm；

p0为曲轴箱内气体压力，近似为0.1MPa；

p为气缸内气体压力，单位MPa；

mj为活塞与连杆小头代替质量之和，单位kg；

R为曲柄半径，单位m；

ω为曲柄旋转角度，单位rad/s；

L为连杆长度，单位mm；

α为曲柄转角，单位rad/s。

在EXCITE中计算得到的实际活塞侧推力如图6所示。

图6 实际活塞侧推力

根据公式(1)求出准静态侧推力如图7所示。

图7 准静态活塞侧推力

最终求得的活塞动态敲击力如图8所示。

图8 动态敲击力

5 结构参数对活塞动态敲击力峰值的影响

影响活塞二阶运动特性的因素有很多，本文重点考虑活塞设计参数（活塞销偏置、重心位置、配缸间隙）对活塞二阶运动下活塞动态敲击力峰值的影响。

5.1 活塞销偏置的影响

定义活塞销偏置向反承压面的偏置为正，向承压面的偏置为负。分别选取活塞销偏置为0mm，±1mm、±2mm共5种情况进行计算，敲击力峰值大小及出现时刻如图9所示。

图9 不同活塞销偏置敲击力峰值曲线

从图9的曲线可以看出：活塞销偏置对活塞的敲击力影响较大。动态敲击力峰值随着活塞销向承压面偏置逐渐减小，峰值出现对应的曲轴转角相应提前。这是由于活塞销向承压面的偏置会使活塞提前换向，从而有利于降低活塞对缸套的敲击。

5.2 活塞重心的影响

定义活塞原重心为原点，沿活塞轴线为X方向，指向活塞顶部为正；垂直X为Y方向，指向反承压面为正。设置活塞销偏置为0，X、Y方向均选取0mm，±1mm，±2mm进行计算。

由图4可以看出，随着温度的升高，磁化效果明显得到加强，在温度由50℃提高到60℃时，赤铁矿的回收率显著提升，但当温度高于60℃后，温度继续升高对赤铁矿的回收率影响变弱。由此可知60℃为此赤铁矿表面磁化的最佳温度。

5.2.1 Y方向影响

取做功冲程上止点附近的活塞动态敲击力进行研究，如图10所示。

图10 不同活塞重心Y向偏置动态敲击力

图11 不同活塞重心Y向偏置敲击力峰值曲线

从图10、图11中可以看出，与活塞重心Y向偏置为0相比，重心的偏置会造成活塞动态敲击力的增加。且可以看出，偏置为±2mm的动态敲击力峰值小于±1mm时的峰值。这是由于活塞重心Y方向的偏置导致活塞重心向承压面偏置，从而使用活塞提前换向。

5.2.2 X方向影响

活塞重心X方向的改变对动态敲击力的影响如图12所示。

图12 不同活塞重心X向偏置动态敲击力

对做功行程上止点附近位置局部放大，如图13所示。

图13 局部放大图

由图13可知，所有X方向重心偏置下的动态敲击力曲线都呈现双峰值。在13°CA时，X方向重心偏置为+2mm时动态敲击力的峰值达到最大值35000N。但是从整体变化趋势来看，动态敲击力的变化很小，距离活塞销越近，活塞的动态敲击力呈现下降趋势，-2mm时只有2500N左右。

综合活塞X、Y方向的影响结果分析，活塞重心Y方向的偏置对于活塞动态敲击力的影响远大于X方向。

5.3 配缸间隙的影响

配缸间隙对动态敲击力的影响如图14、图15所示。

图14 不同配缸间隙动态敲击力

图15 不同配缸间隙敲击力峰值曲线

从图14、图15可以看出，随着配缸间隙的增加活塞对缸套的动态敲击力剧烈增加。在配缸间隙为0.1mm时，活塞的动态敲击力出现两个较小峰值。随着配缸间隙逐渐增大，活塞动态敲击力由两个小峰值逐渐变为一个大峰值并且敲击峰值增加。

综上所述，配缸间隙对活塞动态敲击力有较大影响，采用小的配缸间隙能够有效降低动态敲击力，但是配缸间隙过小会增大活塞与缸套之间的摩擦，所以应综合考虑各种因素影响的情况下尽量减小配缸间隙。

5.5 正交试验

为了寻找各参数活塞动态敲击力的影响大小，可以通过设计正交试验进行分析。通过设计三因素五水平的二次回归正交组合试验并对结果进行方差分析，研究活塞销偏置、活塞Y方向重心改变和配缸间隙三种因素对活塞动态敲击力峰值的影响大小。

表2 实验设计与实施方案

表3 三因素二次回归正交组合设计结构矩阵及计算表

表3 （续）

表4 回归关系的方差分析表

方差分析表明：F检验的F值大小代表了因素对结果影响程度的大小，即可判断因素作用是否显著。F值越大，该因素对结果影响越大大。由上表看出，F值最大为2.8806，最小为0.0036。分别代表了配缸间隙和活塞重心Y向偏置对动态敲击力峰值的影响程度。由此，我们可以看出，对活塞动态敲击力峰值影响最大的是配缸间隙，其次是活塞销偏置，影响最小的为活塞重心Y向偏置。

6 结论

经过本文的分析，可得出以下结论：

1）活塞销向承压面的偏置导致活塞提前换向，使动态敲击力峰值逐渐减小。

2）活塞重心的Y向偏置导致动态敲击力峰值沿正负方向近似对称分布，偏置为±1mm时的动态敲击力峰值最大；活塞重心的X向偏置对动态敲击力的影响较小。

3）配缸间隙对活塞动态敲击力有较大影响，所以应综合考虑各种因素影响的情况下尽量减小配缸间隙。

4）通过三因素五水平的二次回归正交组合试验方差分析得出，对动态敲击力峰值影响最大的为配缸间隙，其次为活塞销偏置，影响最小的为活塞重心Y向偏置。

[1] 李正守,郭立新,朴慧日,黄济贤.活塞气缸拍击特性及其磨损间隙变化关系[J].振动.测试与诊断,2014,(5)：838-843+974.

[2] 刘宇航.活塞二阶运动特性及其影响因素分析研究[D].中北大学,2014.

[3] 谢琰,席明智,刘晓丽.基于ANSYS的活塞温度场数值模拟研究[J].柴油机设计与制造,2009,(4)：32-36+50.

[4] 刘晓,梁红玉.Al-Si30活塞温度场和应力场有限元分析[J].机械科学与技术,2011,(1)：116-119+123.

[5] 张保成,苏铁熊,张林仙.内燃机动力学[M].北京：国防工业出版社,2009.