6S50MC船用柴油機活塞頭強度分析

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(1.大連海事大學 輪機工程學院,遼寧 大連 116026;2.天津海事局 船員處,天津 300211;3.丹東海事局,遼寧 丹東 118001;4.茂名海事局,廣東 茂名 525011)

活塞頭在高溫高壓燃氣的作用下產生局部應力過大現象甚至產生疲勞裂紋，這就需要在設計之初對柴油機的活塞頭進行強度分析。文獻[1]對四沖程柴油機的活塞進行分析，得到活塞的溫度場和應力分布，并對活塞進行熱負荷與機械負荷的耦合分析，得到應力及應變分布。文獻[2]對柴油機活塞熱負荷和機械負荷進行了更進一步的研究，利用多體動力學研究了活塞的側推力，并在研究中考慮了側推力對活塞強度的影響。在此基礎上，以6S50MC船用柴油機的活塞頭為研究對象，以熱分析為基礎，在ANSYS中分析活塞頭在不同負荷下的強度，得出活塞頭的危險區域，為后續的結構設計、性能改進以及日常的維護和管理提供幫助。

1 活塞頭的三維建模

1.1 活塞頭三維模型的建立和網格劃分

6S50MC柴油機是MAN公司生產的缸徑為500 mm的二沖程6缸超長行程凸輪控制直流掃氣船用柴油機，基本參數如表1。根據柴油機的設計圖紙,使用Pro/E對活塞頭進行建模，然后導入ANSYS進行分析。采用ANSYS自帶的智能網格劃分工具，使用10節點solid 87劃分網格，網格劃分后的模型共包含450 lines，179 areas，239 634 elements，353 864 nodes。

表1 6S50MC-C柴油機的主要參數

1.2 材料的物理特性

6S50MC柴油機的活塞頭要承受熱負荷和機械負荷的共同作用，為了滿足船用柴油機的強度和可靠性要求，結合實際情況,試驗采用國產4Cr10Si2Mo耐熱合金鋼,泊松比為0.3，其余物理特性見表2。

表2 4Cr10Si2Mo的物理特性

2 活塞的熱分析

2.1 熱邊界條件的確定

活塞的熱分析，需要確定高溫燃氣與活塞、活塞與冷卻介質、活塞側面與缸套的換熱邊界條件[3-5]。

2.1.1 高溫燃氣與活塞換熱的邊界條件

高溫燃氣對活塞頂面的換熱系數αg，采用以船用二沖程低速柴油機為試驗機的Eichelberg經驗公式。

(1)

式中：pg——燃氣的瞬時壓力，MPa；

Tg——燃氣的瞬時溫度，K；

cm——活塞的平均速度，m/s。

(2)

(3)

2.1.2 活塞側面與缸套冷卻水換熱的邊界條件

活塞側面與缸套冷卻水的換熱可分為火力岸與活塞環區兩部分。換熱系數為α火力岸、α活塞環區。

(4)

(5)

式中：a——火力岸與缸套的間隙，m；

b——缸套厚度，m；

c——活塞環上沿間隙，m；

e——活塞環中心間距，m；

λ1，λ2，λ3——燃氣、缸套和活塞環的導熱系數，W/(m·K)。

2.1.3 活塞與冷卻介質換熱的邊界條件

活塞頂部有大容積的冷卻空間，以潤滑油作為冷卻介質進行振蕩冷卻。

(6)

式中：Nu——總傳熱系數α的努謝爾數；

Re——雷諾數；

Pr——普朗特數；

D*——無因次當量尺寸，D*=D/H；

H——冷卻油腔的平均高度；

D——環形空腔的當量直徑，m。

2.2 活塞頭溫度場的分布

以上文計算得出的活塞頭與周圍環境的平均傳熱系數以及周圍環境的平均溫度為邊界條件，計算活塞頭溫度場分布，見圖1。

圖1 活塞頭的溫度場分布

最高溫度433.816 ℃，出現在活塞頭頂面邊沿處，自上而下溫度逐漸減低，冷卻油腔及第一道活塞環區域均沒有超過200 ℃，與實測溫度基本相符。

3 活塞頭的強度分析

為了計算活塞頭的可靠性，需要對活塞頭進行熱負荷、機械負荷，以及熱負荷與機械負荷耦合作用下的強度分析。

3.1 熱強度分析

以活塞頭的溫度場為邊界條件，在ANSYS中對6S50MC的活塞頭進行強度分析，得到活塞頭的熱變形和熱應力[6-7]。圖2是活塞頭的熱應力分布，最大熱應力696 MPa，出現在冷卻油腔內振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側面的結合處，在局部表現為表面應力大于內部應力，整體來看受熱較大的活塞頭頂面應力較大。

圖2 活塞頭在熱負荷作用下的應力分布

圖3是活塞頭的熱變形分布。最大變形位于活塞頂面邊沿，最大變形1.011 mm，總體上沿活塞頭徑向方向自內而外變形越來越大，沿軸向方向自上而下變形越來越小。

圖3 活塞頭在熱負荷作用下的應變分布

3.2 機械強度分析

活塞的機械負荷是由燃燒室內高溫燃氣的壓力和活塞的慣性力引起的合理脈動循環力，通過計算得出作用在活塞頭上的每循環氣體力、慣性力及其合力的分布曲線，見圖4。

圖4 活塞頭上氣體力與慣性力分布

由圖4可知，慣性力與氣體力的合力的最大值小于氣體力單獨作用時的最大值，由于本文分析的是機械負荷對活塞頭的破壞作用，所以，分析在最大機械力(即最大爆發壓力)作用時的應力應變情況尤為合適。以爆發壓力作為邊界條件，在ANSYS中計算活塞頭的機械強度[8]。根據上文設定的材料屬性、單元類型、邊界條件等，在ANSYS中進行仿真分析，得到如下分析結果。

圖5為活塞頭在機械負荷作用下的應力分布，最大應力191 MPa，出現在冷卻油腔內振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側面的結合處。

圖5 活塞頭在機械負荷作用下的應力分布

活塞頭在機械負荷作用下的變形見圖6，最大變形0.147 mm，出現在火力岸與第一道活塞環頂面結合處。

圖6 活塞頭在機械負荷作用下的應變分布

3.3 機械負荷與熱負荷的耦合強度分析

柴油機的活塞頭承受高溫高壓的共同作用，對活塞頭進行分析時要綜合考慮機械負荷和熱負荷的作用，在ANSYS中以熱負荷和機械負荷共同作為邊界條件對活塞頭進行機械負荷與熱負荷的耦合分析[9]。

圖7是活塞頭在耦合負荷作用下的應力分布，最大應力659 MPa，出現在冷卻油腔內振蕩冷卻孔、活塞頂面、活塞側面的結合處，小于熱負荷單獨作用時的最大應力，這是由于機械負荷在局部減小了熱負荷的破壞作用。總體上，耦合負荷作用下應力分布的變化趨勢與熱負荷單獨作用下的變化趨勢一致，都是沿徑向自內而外、沿軸向自下而上逐漸增大。最大應力是由形狀、熱流和機械負荷等因素的共同作用造成的。

圖7 活塞頭在耦合負荷作用下的應力分布

圖8是耦合負荷下的變形分布，最大變形為1.022 mm，均在活塞頂面邊沿。熱負荷是造成活塞頭變形的主要因素，在耦合負荷作用下活塞頭表現為熱負荷主導的受熱膨脹，但由于機械負荷的作用，變形量小于熱負荷單獨作用時，變形趨勢為沿徑向方向自內而外變形量逐漸增大。

圖8 活塞頭在耦合負荷作用下的應變

4 結論

1)最高溫度706.816 K出現在活塞頭頂面邊沿處，為了降低最高溫度以及防止燒蝕現象的出現，在保證結構強度的情況下，應該適當增加震蕩冷卻孔的大小和深度。

2)熱負荷和耦合負荷作用下最大變形分別為1.011 mm和1.022 mm，均出現在活塞頂面邊沿處；機械負荷作用下的最大變形為0.147 mm，出現在第一道活塞環區域。

3)熱負荷、機械負荷和耦合負荷作用下的最大應力分別為：696、191、659 MPa，均出現在活塞內部震蕩冷卻孔與活塞側面的結合處。為了降低應力集中現象，應在此區域進行適當的倒角和加強冷卻。

4)在最大應力區域的溫度低于500 K，溫度高于673 K的區域應力均低于680 MPa。在低于773 K時，4Cr10Si2Mo的屈服強度高于680 MPa，因此活塞頭的強度滿足設計要求。

5)活塞頭的應力集中和變形主要是由熱負荷造成的，可以通過增強冷卻和改進結構設計來降低熱負荷對活塞頭的破壞作用。

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