大功率柴油機活塞環氣環的強度有限元分析

盧耀輝，張舒翔，謝 寧，郭 明

(西南交通大學機械工程學院，四川成都，610031)*

0 引言

柴油機活塞環氣環起到密封、導熱、潤滑等作用，其可靠性直接關系到柴油機的工作可靠性［1-3］.在氣環設計方面，國內外做了大量研究，梁超［4］總結了活塞環的先進制造技術的發展;單紹平［5］設計出了一種高效組合式活塞環，采用兩環上下疊加的結構，上環為桶面環，下環為錐面環，在活塞環研究方面是一項創新技術.李先文［6］考慮熱流的組合活塞環理論，找到了解決柴油機竄漏過大問題實際有效的辦法，科學地輔助提升柴油機的各項性能指標.國外學者針對活塞環開展了大量研究，其中 Krisada Wannatong、Christian Lotzfelter等［7-8］所提出的活塞環動力學數值仿真算法，解決了復雜工況的研究難題.本文針對某型大功率柴油機活塞環氣環，結合氣環結構尺寸，在選定基本參數的基礎4E0A采用CAD軟件建立了柴油機活塞環氣環的幾何模型;考慮其套裝實際及工作狀態邊界條件，建立了活塞環裝配邊界接觸模型并分別利用有限元軟件對其進行分析.

1 活塞環有限元模型建7ACB

主要針對大功率柴油機中工作環境最為惡劣的活塞環第一道氣環進行強度有限元分析［9］，在保證足夠的強度和剛度的條件下，使其具有密封和保證功率穩定的作用.

1.1 活塞環氣環的主要參數

本文選擇矩形斷面環，這種環結構簡單，加工工藝單純，制造方便，易于保證壓力分布的要求，漏光的廢品率低，能夠滿足該柴油機工作所需要求.活塞環的設計在于選擇合適的尺寸，使其彈力滿足要求，而應力又在許可范圍之內.其主要尺寸有公稱直徑、環徑向寬度、環軸向高度及自由開口間隙等.主要尺寸如圖1和2.(注:公稱直徑D、環高h、徑向厚度t、自由開口尺寸s、閉口間隙s0)

圖1 活塞環主要參數正視圖

圖2 活塞環的主要尺寸俯視圖

活塞環的設計要處理好幾何尺寸、彈力和應力之間相互制約的關系，一般先選定平均徑向壓力p0和環高h然后調整自由開口尺寸s和徑向厚度t，保證環的應力在材料許用值以內.平均徑向壓力取決于活塞環與氣缸的材料、環的高度、環的位置及材料的彈性模量E［10］.一般來講，對于氣環p0=0.05～0.2 MPa;對于鋼片式組合油環 p0=1.0 ～2.0 MPa.p0的計算公式為:

上述這些主要尺寸之間又互相有一定的聯系.t和s是決定環的徑向壓力和應力的主要尺寸.當減小時，則環的套裝應力σ'max增加，而工作應力σmax減小;減小時，σ'max和σmax都增加.因此，使在一定范圍內，保證σ'max和σmax都不超過許用值.一般=22～34.對于合金鑄鐵環，許用應力為σmax=200～300 MPa，σ'max=300 ～400 MPa.通過查閱柴油機設計手冊［10-11］，某型柴油機環高范圍在5～7 mm之間，先設定為6mm，而自由開口尺寸s是通過下式得到:

柴油機給定尺寸范圍(35±2)mm［12］，仍然先定初值為35 mm.閉口間隙與其公稱直徑有關，s0=(0.003 ～ 0.005)D，即 s0=0.84 ～1.4 mm.由限制條件是≈22～34，公稱直徑D為280 mm，先取=28，那么其徑向厚度t=10 mm.

通過先確定其中一個參數為定值，來改變其他參變量.用這種互算迭代的方法，直到結果收斂于安全范圍之內.最終確定活塞環氣環的主要參數:公稱直徑D為280 mm;環高h為6 mm;自由開口尺寸 s為 37 mm;開口間隙 s0為 0.84～1.4mm;徑向厚度t為11.2 mm;平均徑向壓力 p0為0.1 MPa;切向彈力Ft為75～85 N;斷面形狀為矩形斷面;材質為合金鑄鐵;表面處理［13］為鍍鉻.

1.2 幾何模型的建立

采用CAD建模軟件，結合前面所設計的結構尺寸進行建模.對于分析套裝應力的模型，只需要建立活塞環自由狀態的幾何模型.為了對活塞環氣環的工作應力的進行分析，本文在建立了活塞環模型的同時，還建立了活塞和缸套的簡化模型，如圖3、圖4所示.

環是標準尺寸，按照前面設計建模.其中缸套和活塞是經過簡化的，而環槽與環之間的側面間隙和背隙則是根據柴油機手冊計算得來.其中側面間隙Δh=0.2 mm，背隙則是通過環槽的直徑公式求解得來，背隙Δt=0.15 mm.

1.3 有限元模型及邊界條件的確定

有限元分析時分為前處理、加載和后處理三大部分，其主要過程可分以下步驟進行.

幾何模型的導入，對模型參數進行校核并確定單位制;設置單元類型，強度計算中，采用單元類型為實體單元SOLID185;材料彈性模量設置為E=115 000 MPa.同時進行理論校核彈性模量，由前面公式算出平均徑向壓力，再代入活塞環氣環參數可推出:

與所選材料合金鑄鐵的彈性模量E=115 000MPa基本上是符合的.

接著進行網格的劃分，通過面控制來掃掠體，最終的網格模型有15 197個節點和12 024個單元;加載部分首先要加約束條件，本文在分析套裝應力時，在開口正對面的外側軸向節點上加全約束，有7個節點.為防止受力時環上下發生扭曲，在環的下表面加軸線Y方向的約束.然后在環口斷面施加2 MPa向外的壓力，模擬環套裝時開口向外掰開的力;設置計算步長，進行計算.

2 活塞環氣環的強度有限元分析

活塞環氣環有兩種狀態:套裝狀態與工作時的工作狀態.因此需要針對兩種狀態進行強度分析，驗證應力結果是否滿足設計要求.

2.1 活塞環套裝應力的有限元分析

如圖5，最大變形在端口處，端口總的尺寸為S總=27.3 ×2+37=91.6 mm，大于徑向厚度的80倍，滿足套裝給定標準的約束條件.

從環的徑向應力分布看(圖6)，在內表面和外表面是受力最大的，由兩個表面向中間延伸，應力又逐漸降低，因此內外表面處理應是活塞環制造時的重點.在計算機仿真分析中，最大套裝應力出現在環開口對面處，其最大的套裝應力從圖中可以看出為σ'max=393.43 MPa.對最大套裝應力進行相應的理論校核，其許用應力范圍為[ σ 'max]=300～400 MPa，校核公式為:

理論校核計算的結果為σ'max=363.49 MPa，結果符合實際，并且有限元的計算結果σ'max＜［σ'max］=400 MPa，在安全許用應力范圍之內.

2.2 活塞環工作狀態的應力分析

在工作過程當中，活塞環隨著活塞被裝入氣缸后，依靠自身彈力一直處于工作狀態，并且長期將處于柴油機的運轉過程，在壓力、溫度的高負荷作用下，應力也會急劇增大，為了能持續保證良好的工作狀態，需要對其工作應力進行詳細的分析.

前面也提到了本文進行了活塞和缸套輔助模型的簡化建立，計算過程同套裝應力分析時相似，單元類型定義時仍然采用SOLID185，只是在材料屬性定義時，氣環與活塞以及缸套的材料相差甚大.在保證其強度和剛度足夠的前提下，它們同取一種材料即可，選取彈性模量為E=210 GPa，泊松比μ=0.3.缸套和活塞主要是輔助與氣環作接觸，氣環與缸套、環槽之間主要用面面接觸.

根據設計的要求，其最高燃燒爆發壓力要達到13 MPa，經過環槽間隙到達背部時產生的背壓減少到76%.所以本文對氣環的加載為:在環上表面加載向下的氣體壓力p1=13 MPa，環背壓力p'1=0.76p1=9.88 MPa，并且氣體的泄露主要通過環的開口間隙處狹小縫隙，此處開口斷面也會受到壓力為p=13 MPa的作用.其具體約束和加載見圖7.計算過程設置時間TIME=1，步長為10，進行多次迭代計算，提高了計算結果的準確性.

有限元分析結果中(圖8)，其最大工作應力σmax=288.27 MPa.對于最大工作應力 σmax的理論校核十分必要，其許用應力范圍為［σmax］=200～300MPa.可通過下述公式進行理論校核:

最大工作應力在材料的許用安全范圍之內，仿真結果與理論校核結果相近.并且最大套裝應力與最大工作應力的關系為σ'max=1.42σmax在應力約束條件范圍 σ'max=(1.2～1.5)σmax之內，再次驗證了最大工作應力和最大套裝應力在理論上都滿足設計要求.

最后，在工作狀態下對氣環的徑向壓力分布進行分析.本次對某型柴油機的氣環設計以均壓環為模型分析活塞環工作狀態時的工作應力，得到了其內側表面壓力分布情況，如圖9.在分析取點時，大致每隔18度取一個點，從分布結果來看，大致均勻，數值均在20MPa左右.隨后進行了數據處理，顯示結果以圓柱坐標為參考，在Matlab中將圓柱坐標通過極坐標來表示如圖10.

3 活塞環的導熱分析

在分析活塞環的導熱時，其模型不變，仍然采用前面工作應力分析時的組合模型進行有限元熱分析，網格劃分不變，通過軟件中結構到熱的轉化即可.實體單元采用SOLID70，材料屬性中主要定義每種材料的導熱系數K，缸套、活塞和氣環導熱系數各不相同，經過材料的屬性的查找，分別定義:缸套為52 W/(m· k)，活塞為45 W/(m·k)，氣環為100 W/(m· k)，燃氣的對流換熱系數 hc=2.5 W/(m2· k).

在其邊界上，根據實驗數據統計可知，缸套溫度T1=90℃ ，活塞第一環槽處溫度T2=150℃，氣環上表面和內表面進行對流換熱的燃氣溫度T3=200℃ .將這些初始邊界條件一一加到模型中，加載便完成.在計算前，為了統一單位，通過絕對零度的設置來進行攝氏溫度、華氏溫度以及開氏溫度的轉換.預處理完成后即可進行時間、步長的設置，進而計算求解.

如圖11所示為分布均勻的溫度梯度，其對熱流的傳導有推動作用，有利于活塞的散熱.熱流密度最大值為30 W/mm，如圖12，處在環與缸套接觸面的底端，最小值僅為0.63 W/mm，處在環的內表面和上表面的一部分，在這些地方多為對流換熱，而活塞環主要是以對活塞的導熱為主.

4 結論

隨著柴油機性能要求的提升，對于活塞環也有了更高的要求，因此活塞環的設計和改良也就成了目前急需解決的問題.論文對某型大功率柴油機活塞環氣環進行參數選擇，根據設計尺寸在CAD中進行了建模，再通過建立氣環、活塞和缸套的簡化裝配模型，在軟件中進行軸線對齊、接觸面匹配等相關的全約束后，模擬活塞環的服役實際，對其進行有限元分析，具體分析了其強度特性.

(1)對工作與套裝應力的分析結果顯示，最大值與理論計算值相近，并且都在許用應力安全范圍內.從套裝與工作狀態方面驗證了本次活塞環氣環有限元分析的可靠性;

(2)分析活塞環工作狀態時的應力結果顯示，數值均在20 MPa左右.從而證明了本次對某型大功率柴油機的均壓環模型設計的正確性.

(3)對活塞環進行了熱傳導的分析，溫度場的分布和熱流密度都說明了本文所設計的活塞環導熱性能良好，滿足工作要求.

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