工況及配缸間隙對活塞敲擊力影響規律

李興濟,紀少波,岳遠航,尹 偉,于秋曄,馬榮澤,程 勇

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室(濰柴動力股份有限公司), 山東 濰坊 261061;2.山東大學 能源與動力工程學院,濟南 250061;3.中汽數據(天津)有限公司, 天津 300393)

中國是內燃機大國,內燃機的產業規模和保有量繼續保持全球第一位[1],內燃機在工業化、城鎮化、農業現代化、信息化及國防現代化進程中發揮了重要作用。活塞-缸套摩擦副是內燃機的心臟,是實現熱能向機械能轉換的核心部件,是內燃機摩擦副中最為關鍵的部件之一[2]。其磨損程度決定了整機的大修周期和使用壽命[3]。由于活塞和缸套間存在間隙,使得活塞在氣缸的上、下止點位置產生二次運動,對缸套產生撞擊,進而產生機體振動及噪聲[4]?；钊芜\動的仿真研究為提取機體表面振動信號來獲得活塞-缸套摩擦副磨損程度信息提供理論基礎。

部分研究人員通過數值分析及試驗方法研究了活塞二次運動過程及敲擊力的影響規律。王文禮等[5]研究了活塞銷偏置、活塞重心位置及配缸間隙等結構參數對活塞敲擊力的影響,認為配缸間隙對敲擊力的影響最大,其次為活塞銷偏置,而活塞重心軸向偏置影響最小。Wu等[6]分析了活塞裙部型線與機體振動特性的關系,認為隨著活塞裙部凸起部位的增加,活塞敲擊力增大,機體表面振動會更加劇烈。He等[7]研究了潤滑狀態對活塞二次運動特性及活塞敲擊力的影響。Kim等[8]研究了潤滑油膜厚度及活塞裙部型線與活塞敲擊力的相關性。Delprete等[9]研究結果表明潤滑油黏度對活塞二次運動和活塞-缸套的摩擦損失有重要影響。Tian等[10]考慮到活塞的彈性變形和熱變形,研究了動態間隙對活塞敲擊力頻譜特性及活塞拍擊噪聲的影響規律。本文搭建了活塞運動仿真模型及多體動力學仿真模型,利用驗證后的模型分析了活塞二次運動規律,并研究了發動機轉速、扭矩及活塞-缸套配缸間隙對活塞敲擊力的影響。

1 活塞敲擊基本理論

活塞是內燃機的主要部件之一,工作過程中同時受到高溫高壓燃燒壓力、往復慣性力等多種周期性載荷作用。發動機運轉過程中活塞在缸套中做往復運動,活塞與缸套間存在配缸間隙,使得活塞在上、下止點位置產生垂直于缸套軸線的運動,同時缸內壓力產生的力矩還會使活塞繞銷軸擺動。活塞在運動過程中的受力情況如圖1所示,據此建立活塞運動時各作用力的平衡方程,包括活塞軸向運動、徑向運動及繞銷軸轉動3個方面。

圖1 活塞在缸套中的受力情況示意圖

活塞軸向運動方向:

Frx+Fpinx-Flinkx

(1)

活塞徑向運動方向:

Fry+Fpiny-Flinky

(2)

繞活塞銷軸轉動方向:

Θ·K=∑M=Mc+Mg+Mgas+Mr+Mp

(3)

式中:m為活塞質量;Θ為活塞的轉動慣量;Fg為活塞受到的重力;Fgas為燃燒壓力;Fr為活塞環-活塞的相互作用力;Fci為主、副推力面相互作用力;Fpin為活塞銷所受的作用力;Flink為連桿小頭所受作用力;Mc為活塞-缸套相互作用力對應的力矩;Mg為活塞所受重力對應的力矩;Mgas為燃燒壓力對應的力矩;Mr為活塞環-活塞相互作用力對應的力矩;Mp為活塞銷所受作用力對應的力矩。

2 模型搭建

2.1 活塞運動仿真模型建立

采用AVL_EXCITE的Piston &Rings模塊建立活塞運動特性分析模型。模型考慮燃燒氣體壓力、部件運動慣性、活塞-缸套間摩擦作用以及缸套型線產生的約束?；钊麆恿W仿真中做如下假設:

1) 僅考慮主推力側(TS)及副推力側(ATS)形成的平面中的活塞運動。

2) 曲軸恒速旋轉:不考慮任何轉速不均勻性造成的影響。

3) 所有活塞環被當作一個當量環處理。

4)為簡化模型,缸套、活塞銷、連桿和曲軸都是剛性的。

5) 徑向彈性體活塞:通過設置活塞的徑向剛度反映其徑向變形。

6) 曲柄-連桿機構各處的摩擦系數通過式(4)所示的經驗公式體現。

(4)

式中:μ為摩擦系數;ν為動力黏度;A、B、C、D為相關系數。

另外,活塞和缸套之間的彈性接觸處以及銷軸承中的力平衡(活塞和連桿之間的平衡)使用牛頓-拉夫遜方法確定。

基于Piston &Rings模塊搭建的活塞運動仿真模型如圖2所示,模型主要包括缸套、活塞、活塞環、活塞銷以及連桿等部分。為獲取活塞對缸套兩側主推力面和副推力面的敲擊力,分別在主推力面和副推力面兩側距離缸套頂部10、40、70、100、130 mm處設置5個節點用于觀察活塞敲擊力的變化情況。

圖2 建立的活塞運動仿真模型示意圖

2.2 多體動力學仿真模型建立

活塞模塊搭建完畢后,使用Power Unit模塊建立多體動力學仿真模型。建立各部件的有限元模型,再將有限元模型通過接口導入到Power Unit模塊中。為降低有限元模型的自由度數量,提高計算效率,在有限元模型上選定好主節點以及縮減模態數,并對有限元模型進行縮減。選定的主節點包括缸套主、副推力側的承力點及機體表面提取信號位置的節點等。將縮減后的有限元模型導入Power Unit,建立多體動力學仿真模型,如圖3所示。

3 模型驗證

搭建LC1115單缸機的試驗臺架,并在反拖工況下對搭建模型的有效性進行驗證,為了驗證仿真結果,在機體表面安裝振動加速度傳感器,安裝位置在主推力面側距離缸套頂部10 mm位置。圖4(a)為實測機體表面振動信號與缸內壓力曲線,反拖時缸內沒有燃燒過程,壓縮上止點附近出現的振動信號主要由活塞敲擊引起。將反拖時的缸內壓力導入Power Unit模塊,通過Piston &Rings模塊獲得活塞敲擊力,將缸套縮減的節點位置作為活塞敲擊力的作用點位置,導入Power Unit模塊。將燃燒壓力、活塞敲擊力及飛輪的負載力矩等施加于模型,計算發動機表面振動信號,結果如圖4(b)所示。實測機體振動加速度幅值為44.03 m/s2,模型計算的振動加速度幅值為41.38 m/s2,兩信號的幅值及持續時間相近,表明建立的模型可以滿足研究需要。

圖3 單缸機部件仿真模型示意圖

圖4 實測與仿真得到的機體表面振動加速度信號數據

4 結果分析

4.1 多體動力學仿真模型建立

由上可知,活塞二次運動包括沿缸套徑向的平動和繞銷軸的轉動,為了對2種運動進行定量分析,分別采用徑向位移、速度及加速度對平動進行表征;采用擺動角度、角速度和角加速度對轉動進行表征?；钊诟變鹊膹较蜻\動特性如圖5所示。由圖可知,活塞在上、下止點附近都出現換向。在壓縮上止點附近,活塞的徑向位移、徑向運動速度以及徑向運動加速度達到最大值,對應活塞二次運動最激烈的時刻。這是因為該時刻缸內燃燒壓力較大,活塞受到較大側向力的作用,導致徑向運動產生的活塞敲擊作用最為明顯。

活塞受到的燃燒壓力和慣性力是造成活塞繞活塞銷軸擺動的主要因素,活塞的擺動角度曲線如圖6(a),活塞在每個上、下止點處都發生反向的擺動。在壓縮上止點附近活塞繞銷軸的擺動角度、擺動角速度和擺動角加速度都為整個循環中的最大值,這是由于在壓縮上止點附近,缸內的燃燒過程使得壓力升高率迅速增大,活塞所受側向力增大,導致活塞繞銷軸快速擺動,并與缸套發生碰撞,產生的活塞敲擊在整個循環中最為明顯。

圖5 活塞繞銷軸轉動時的徑向運動特性曲線

圖6 活塞繞銷軸擺動特性曲線

4.2 活塞敲擊力影響因素研究

圖7顯示了發動機轉速為1 400 r/min,扭矩50 N·m時,缸套主、副推力面上5個節點的活塞敲擊力隨曲軸轉角的變化規律,5個節點位置按節點序號分別為距離缸套頂部130、100、70、40、10 mm處,將缸套主推力面到副推力面的方向定義為活塞敲擊力的正向。圖7(a)為缸套主推力面上5個節點一個循環內的活塞敲擊力曲線。由于缸內燃燒壓力的作用,最大活塞敲擊力出現在最靠近上止點的節點5,約為1 390 N;其他節點的活塞敲擊力均小于節點5。圖7(b)為副推力面上5個節點一個循環內的活塞敲擊力曲線,最大活塞敲擊力同樣出現在壓縮上止點附近,但該敲擊力明顯低于主推力面的最大活塞敲擊力。

通過上述活塞敲擊力仿真結果可知,壓縮上止點附近活塞換向產生最大敲擊力,在選定的10個節點中,位于主推力面的節點5產生了最大敲擊力,后續對活塞敲擊力的分析主要關注該節點的仿真計算結果。發動機的轉速、扭矩和配缸間隙均影響活塞敲擊過程,為此對上述因素的影響規律進行分析。

圖7 主、副推力面的活塞敲擊力曲線

4.2.1轉速對活塞敲擊狀況的影響

將活塞-缸套配缸間隙設置為正常值,分析了發動機扭矩為30 N·m,1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共計5種不同轉速對應的活塞敲擊數據,研究了轉速對活塞敲擊時刻及敲擊力的影響。圖8(a)為5種轉速下,壓縮上止點后30°CA曲軸轉角內的活塞敲擊力曲線,由圖可知,隨轉速增加活塞敲擊力明顯增大,最大活塞敲擊力出現時刻推遲,從1 200 r/min的10°CA逐漸推遲至2 000 r/min的14°CA。由圖8(b)可知,在不同轉速時,最大敲擊力分別為737、971、1 321、1 597、1 863 N?；钊脫袅﹄S轉速增加的原因是活塞的慣性力與曲軸轉速正相關。當轉速升高時,活塞的慣性力增加,使得活塞換向時的敲擊動能增大,從而導致活塞敲擊力呈上升的趨勢。

4.2.2扭矩對活塞敲擊狀況的影響

分析了發動機轉速為1 400 r/min,10、30、50、70 N·m共計4種不同扭矩下的活塞敲擊數據,研究了扭矩對活塞敲擊時刻及敲擊力的影響。圖9(a)為4種扭矩下,壓縮上止點后30°CA曲軸轉角內的活塞敲擊力曲線。由圖可知,隨扭矩增大活塞敲擊力明顯增大,最大活塞敲擊力出現時刻略有提前。

圖8 轉速對活塞敲擊時刻及敲擊力的影響曲線

圖9 扭矩對活塞敲擊時刻及敲擊力的影響曲線

由圖9(b)可知,在不同扭矩時,其最大敲擊力分別為902、1 321、1 560、1 863 N,活塞敲擊力隨扭矩增加的原因是活塞的側向力受燃燒壓力的影響,當扭矩增大時,燃燒壓力增大,活塞受到的側向力增加,使得活塞換向時的敲擊動能增大,從而導致活塞敲擊力呈上升的趨勢。

4.2.3配缸間隙對活塞敲擊狀況的影響

活塞-缸套配缸間隙對發動機性能有重要影響,間隙過大時活塞二次運動更為明顯,活塞敲擊能量增加;間隙過小容易導致活塞刮傷缸套表面、在缸套中卡死及摩擦損失加大等問題。對不同配缸間隙下的活塞敲擊狀況進行分析,在發動機扭矩為30 N·m時,分析了1 200、1 400、1 600、1 800、2 000 r/min共計5種不同轉速下的活塞敲擊力隨配缸間隙的變化規律。研究用發動機正常狀態下的活塞-缸套配缸間隙為0.08 mm,在上述5種轉速下,對比了配缸間隙由0.08 mm增加到 0.16 mm時最大活塞敲擊力的變化規律,結果如圖10(a)所示。

圖10 配缸間隙對活塞敲擊時刻及敲擊力的影響曲線

由圖10可知,在相同轉速下,活塞敲擊力隨著配缸間隙增大呈增加的趨勢,且配缸間隙越大,活塞敲擊力增大越明顯。這是因為在相同工況下,隨著配缸間隙增加,活塞橫向位移增加,活塞敲擊速度增大,導致活塞敲擊力隨配缸間隙的增加呈增大的趨勢。在相同配缸間隙狀態下,隨著發動機轉速升高,由于活塞受到的慣性力增加,使得活塞敲擊力增大。

在發動機轉速為1 400 r/min時,分析了10、30、50、70 N·m共計4種不同扭矩下的活塞敲擊力隨配缸間隙的變化規律。圖10(b)為4種扭矩下配缸間隙由0.08 mm增大到0.16 mm時最大活塞敲擊變化趨勢對比。由圖可知,在相同扭矩下,隨著配缸間隙增大,活塞敲擊力增大,且配缸間隙越大,活塞敲擊力增大越明顯,這是因為在相同工況下,隨著配缸間隙增加,活塞二次運動加劇,活塞敲擊能量增大。在相同配缸間隙下,隨著發動機扭矩增大,活塞受到更大側向力的作用,導致活塞敲擊力呈增大的趨勢。

5 結論

1) 壓縮上止點附近,由于燃燒過程的影響,活塞二次運動最為明顯,對應的活塞徑向運動及擺動表征參數出現極值;缸套主推力面靠近壓縮上止點附近的節點具有最大的活塞敲擊力。

2) 隨著轉速的增加,由于活塞慣性力增大,活塞敲擊力增加,出現最大活塞敲擊力的時刻推遲;隨著轉矩的增加,由于燃燒壓力增大,活塞所受的側向力增加,活塞敲擊力呈增加的趨勢。

3) 隨配缸間隙的增加,活塞所受的側向力增大,活塞二次運動加劇,活塞敲擊速度增加,活塞敲擊力呈增加的趨勢。