活塞动力学模拟计算

第2期(总第138期)现代车用动力No. 2( serial No. 138)2010年5月MODERN VEHICLE POWERMay.2010doi:10.3969/jisn.l671-5446.2010.02.010活塞动力学模拟计算吴东兴2,夏兴兰2,卜安珍2,忻建华,叶春(1.上海交通大学机械与动力工程学院,上海200030;2.中国一汽无锡油泵油嘴研究所,江苏无锡214063)摘要:采用 AVL Boost软件模拟的气缸压力和 ANSYS软件模拟的缸套、活塞的变形作为输人条件,用多体动力学软件对四缸柴油机活塞的几种结构形式进行了动力学计算与分析。研究了活塞轮廓刚度以及活塞销偏置对活塞运动、活塞与缸套接触压力的影响。改变活塞轮廓对改善活塞运动有明显效果,且改动成本较小;减小活塞刚度有利于减小活塞与缸套平均接触压力;活塞销偏置量变化对发动机活塞运动没有明显影响。研究结果表明:当前设计的活塞基本满足使用要求但仍然有优化空间。关键词:发动机;多体动力学;活塞中图分类号:TK423文献标识码:A文章编号:1671-5446(2010)02-0045-07Dynamics Analysis of PistonWU Dong-xing", XIA Xing-lan, BU An-zhen, XIN Jian-hua,YE Chun(1. Mechanical and Dynamical Academy of Shanghai Jiaotong University200030 China2. Wuxi Fuel Injection Equipment Research Institute, Wuxi 214063, ChinaAbstract: According to cylinder pressure calculated by AVL Boost and cylinder liner deformation and piston deformation calculated byANSYS; the dynamic calculation of piston is carried out by using multi-body dynamics software in a 4-cylinder diesel engine. Theeffects on piston motion and contact forces between piston and cylinder liner for piston contour, piston stiffness and piston pin offset arestudied. Improvement on the piston contour has great influence on piston motion, and the cost for this improvement is less. The averagecontact force between piston and cylinder liner can be decreased if the stiffness of piston is decreased. There is less influence on pistonmotion for the offset of piston pin. The results of the study indicate that the current piston contour can satisfy the base need of use, andthere is also the potential of optimizationKey words: diesel engine; mulit-body dynamics; piston引言体动力学计算分析。计算模型如图1所示,模型的输入条件包含缸套、活塞、活塞环、活塞销、连杆等运活塞是发动机的主要零件之一,其形状轮廓对活动件的质量和刚度等属性,各运动件的表面轮廓,如塞和缸套工作的可靠性,气缸的漏气量,发动机的机活塞环、环槽缸套表面粗糙度等活塞、缸套的热态油消耗等有重要影响,发动机的机油消耗量又直接影轮廓。其中活塞及缸套的刚度、轮廓对活塞运动有响其排放性能。在发动机开发过程中需要对活塞各很大影响,必须准确定义。运用有限元法计算活塞区域受力,头部摆动等结果进行综合评价来判断活塞刚度,根据发动机缸套温度场及相关变形数据计算工作过程中运动的平稳性,通过优化活塞裙部轮廓及得到缸套、活塞轮廓。刚度来改善活塞运动特性和接触压力分布。1.1发动机参数计算所用的发动机为四缸直列水冷柴油机,该1模型的建立机是在原二气门的基础上改为四气门的,改为四气门后中国煤化工都有显著的增加运用 AVL Exite-Piston&Ring软件进行活塞多缸套CNMHG重新设计,新设计收稿日期:2010-02-07作者简介:吴东兴(1977-),男,黑龙江齐齐哈尔人,工程师,目前主要从事发动机结构强度及性能研究现代车用动力2010年第2期的四气门发动机主要参数如表1所示。所元000/rmin800 rimin80270360450540630曲轴转角(。)图2缸内压力1.3部件轮廓图1模型图1.3.1活塞环本文研究的发动机活塞环组由2道气环和1道1.2缸内压力油环组成第1环为楔形桶面环第2环为内切锥面计算中所用的缸内压力曲线由Boo件模拟扭曲环,油环为导向倒角螺旋撑簧油环(见表2)。计算得到,扭矩点与标定工况点的压力曲线如图2表1490柴油机主要參数形式缸径/mm行程/mm标定功率/kW标定转速/rm最大扭矩/Nm最大扭矩转速/rmin-1四缸、直列、水冷753000表2活塞环参数的计算结果调整而来。活塞热变形采用活塞温度场活塞环切向弹力开口间隙刮油刃厚数据(如图6所示)计算获得,计算中不考虑活塞周截面形状/mm/mm向的温度变化。图5、图7中所示的轮廓均为活塞推力面中心母线上各高度处的半径相对于公称半径15.2-22.80.25-0.45的变化量。2环11.4-19.00.45-0.65油环38.0-57.00.31.3.2缸套工作状态下缸套的实际轮廓形状对计算结果有模型b温度/tc变形/um很大的影响2,根据缸套模型(如图3a所示),利图3缸套热变形计算图用缸套的温度场数据(图3b)和有限元分析相结合的方法得到缸套工作状态下的热变形如图3c所示,用轴对称模型计算得到发动机缸套实际轮廓线如图所示1.3.3活塞活塞轮廓定义为从主推力侧到次推力侧180°的形状范围,包含冷态轮廓(如图5所示)和热变形量。分析中共采用了5种冷态轮廓,依次编号为1,2,3,4,5,分别对应图5中的曲线1,2,3,4,5。其中中国煤化工1为原型机活塞使用的轮廓,2与5为活塞供应商先CNMHG后提供的改型机的轮廓,3与4是根据前2种轮廓2010年第2期吴东兴,等:活塞动力学模拟计算0.30-0.20-0.100.0500150200250300半径变化量/mr半径变化量/mm图5活塞冷态轮廓图6活塞温度场图7活塞叠加轮廓1.4活塞刚度2计算工况活塞刚度通过有限元模型计算获得,计算模型如图8所示。计算方法是,在活塞裙部表面选择有研究过程中一边进行模拟,一边分析计算结果,代表性的若干位置,分别沿径向加载每加载1次,并根据结果调整或优化相关参数。先后共进行了数记录所有位置的径向变形量。选择0°,15°,35°310个工况的计算,每个计算工况中包含扭矩点与标条母线上的18个区域其中0°位置为主推力侧。定点2个转速的计算结果,其中最具代表性的数个计算分18次加载共读取182个变形数据,得到工况使用的主要参数如表3所示。工况1使用原始AVL Excite软件所需要的刚度阵文件。图9是其中活塞轮廓、活塞刚度与活塞销偏置量。工况2是在一次加载计算的活塞变形。动力学计算首先用上工况1基础上改用供应商初次提供的活塞轮廓。工述方法计算获得的刚度阵,然后根据计算结果出现况3是在工况2基础上使用更饱满的活塞轮廓。工的问题对刚度阵稍作修改,形成新的活塞刚度阵文况4是在工况3基础上将活塞刚度改小。工况5是件。修改方法是将活塞裙部中上区域的刚度改小在工况4基础上将活塞轮廓修改得更饱满。工况些,以使活塞与缸套接触面积适当增大。为便于描6、工况7是在工况4基础上将活塞销偏置量分别改述,下文将2种刚度情况分别称为刚度1、刚度2。为04mm与0.6mm。工况8是在工况1基础上改用供应商再次提供的活塞轮廓。表3计算工况活塞销工况活塞轮廓活塞刚度偏置量/mm图8活塞刚度计算模型变形·阻公振中国煤化工3.1CNMHG图9活塞变形活塞换向平稳性主要取决于气缸压力、侧推力、连杆力以及活塞惯性力四者产生的对活塞销轴心的现代车用动力2010年第2期力矩。在压缩冲程末期,活塞紧靠次推力侧上行,然要活塞在换向过程中不脱离接触必须满足2个条后转向主推力侧,在换向过程中,活塞头部、中部、裙件:a.活塞所受力矩能够促使活塞提前摆尾。b,活部三者中谁先接触主推力侧是由活塞所受力矩决定塞与缸套的间隙不能过大或活塞裙足够长的。通常情况下由于活塞裙尾较软,撞击时缓冲作工况1和工况2的计算结果表明:a.活塞在运行用强,撞击力小,所以希望活塞裙尾先从次推力侧接到压缩上止点时,火力岸与缸套发生撞击现象(如图触换到主推力侧接触。最理想的情况是活塞还没有10-11所示),不利于活塞环正常工作,也可能导致火离开次推力侧的时候,裙部就已经摆向主推力侧并力岸向气缸内刮油。b活塞突然由次推力侧换向到产生接触,这样就完全避免活塞从完全脱离接触状主推力侧,活塞裙部底端与缸套撞击力较大(如图态突然撞向缸套而产生巨大冲击力。显而易见,若12)。c.活塞裙部周向接触宽度小于20°。压力/MP力/MP压力/MPa幢击力大小与o■撞击力大小与00000图10工况1头部撞击图11工况2头部撞击图12工况2底部撞击活塞头部撞击缸套的原因有:a.配缸间隙过活塞接触面积小的原因有以下几种:a.活塞刚度过大,这种情况必然伴随活塞摆头过大。b,活塞头部大。b.活塞椭圆度过大。因为软件中不能考虑活相对裙部尺寸太大,而本机活塞头部半径缩进量与塞销力对活塞变形的影响,所以对椭圆度不能任意其他同类型发动机相比无显著差异。c.缸套变形修改,否则可能引起计算结果良好但实际在活塞销不合理,缸套变形过大或缸套中部与两端变形差异轴向拉缸的问题。研究中就活塞刚度对接触面积、过大。本研究中缸套轮廓通过有限元分析获得,与接触压力的影响进行了分析。数据库中缸套轮廓相比,变形在合理范围内。d.裙工况4是在工况3的基础上将活塞裙上部刚度部轮廓不合理。调小,以便减小活塞与缸套的作用力。计算结果显工况3,经过对活塞轮廓的修改,活塞头部撞击示,接触面积增大,平均接触压力减小的效果比较明现象消失,活塞换向时对主推力侧的最大敲击显著显。但是活塞与缸套的最大冲击力几乎没有改变减小,平均接触压力无明显变化。但是活塞换向时只是作用位置由裙中部移动到了裙中下部,活塞摆间推迟了,在上止点过后16°时活塞平移拍击缸套尾有所提前。同时也出现了2个接触压力峰值的问主推力侧,如图13所示,最大拍击力33MPa,平移题(如图14所示),这是因为活塞刚度与活塞轮廊期间活塞与缸套完全脱离。显然,活塞裙上部轮廓不能很好匹配所致。的调整改变了侧推力作用点的位置,从而改变了活工况5,将活塞中部轮廓调整饱满些,2个峰值塞所受连杆力燃气压力、惯性力与侧推力共同作用的现象有所改善。但是并未完全消失,而且出现了产生的力矩,导致活塞运动平稳性的改变。活塞主次推力侧中部同时与缸套接触的情况,如图为了减小平均接触压力,就要增大接触面积。15所示。这说明此处间隙太小,有拉缸风险。压力/MPa压力/MPa压力/MPa中国煤化工本少与份布CNMHG请时额图13工况3拍击力图14工况4接触压力图15工况5接触压力2010年第2期吴东兴,等:活塞动力学模拟计算工况6、工况7分析了活塞销偏置对活塞运动塞始终有与缸套完全分离的情况存在,且都在压缩规律的影响。减小最大冲击力的办法是使活塞换向上止点后1-6°间。此时气缸压力较大,这使任何用时运动平稳,其中最常用且比较有效的方法是将活于活塞平稳换向的措施不起作用,甚至起到了相反塞销向主推力侧偏置。活塞偏置量增加后,能够促的作用,因为活塞提前摆头使撞击面积仅局限于活进活塞提早摆头,让活塞主推力侧底部与缸套在较塞裙下部很小的区域。图16-18是活塞销偏置量分小的气缸压力情况下产生接触,减少冲击,此时活塞别为0.4mm,0.5mm,0.6mm时,活塞处于压缩上裙上部与缸套还未脱离接触,即实现从次推力侧向止点时活塞与缸套主推力侧接触瞬间的压力分布主次推力侧的平稳过度。但是从分析结果看,活压力/MPa压力/MP大小与分市木小与分布触力大小与分图16工况6拍击力图17工况4接触压力图18工况7接触压力工况8是用供应商最新提供的活塞轮廓进行的15MPa以下,大部分时间应小于10MPa。虽然接触计算分析,计算结果显示,头部仍然有撞击现象(如压力基本满足要求,但是各工况间仍有所差异,活塞图19所示)。但相对于工况1和工况2的结果(图刚度较小的工况4与工况5的平均接触压力要比其10和图11),撞击现象改善程度非常明显。头部撞他工况小得多。这也说明工况8所用活塞的刚度还击压力由大于100MPa降到5MPa以下,处于撞击是有优化空间的。的临界状态,且时间极短,基本满足要求,但仍有优化空间。3.2接触压力分析活塞运动过程中除产生撞击力外,活塞与缸套的平均接触压力也是活塞设计的重要指标。其中活塞裙主次推力面中心母线上的12个节点146,7984(如图20)是承载接触压力的主要节点,因而被选次推力侧推力侧为活塞与缸套接触压力考察点。图20活塞接触压力考察点位置压力MPa3.3活塞摆角分析图29为工况1-8的活塞摆动角度,其中前7个工况都小于0.1°,满足AVL的评价标准。工况8摆计失部撞角为±0.13°,超出标准,但是从活塞缸套之间的接与分触力分析,并不影响活塞运动平稳性,因而也能满足工作要求。图19工况8撞击图21-28为各工况下12个考察点的接触压力随曲轴转角变化规律曲线,图中标示出了主次推力中国煤化工侧受力最大的点。由图可知:各工况的接触压力超过15MPa的区域主要集中在压缩上止点附近45°以CNMHG450540630内,其余大部分时间都在10~15MPa以下。基本满图21工况1接触压力足AVL推荐的标准,即铝制活塞接触压力在10现代车用动力2010年第2期节点4节点83节点8218027036045054063018027曲轴转角/(°)图22工况2接触压力图28工况8接触压力°、005曲轴转角l(°)50540630图23工况3接触压力180270360注:图中的1-8代表工况序号图29活塞摆头角度节点83表4总结了各计算工况下活塞头部撞击、活塞节点84摆头、以及活塞裙部接触压力情况,其中“裙部接触30压力”指除上止点附近外其他曲轴转角范围内活塞曲轴转角/(°)与缸套的接触压力。工况1,2活塞头部撞击严重图24工况4接触压力工况5有拉缸风险,工况6压缩上止点时活塞平移拍向缸套,因而这几种设计不宜采用。工况3,4,78都满足设计要求,活塞裙部受力与活塞运动按8-347顺序逐渐变优。优化的代价也逐渐提高,如工节点83况8为供应商提供的活塞,工况3改变了活塞轮廓线,工况4改变了活塞轮廓线与活塞刚度,工况7改曲轴转角(°)变了活塞轮廓线、活塞刚度与活塞销偏置量。图25工况5接触压力表4计算结果总表头部撞击裙部接触裙部接触活塞节点4/MPa压力峰值MPa压力/MPa摆角/(°)15-0.097-0.09131.433.2<15-0.0720.062无33.2无100.068-0.062图26工况6接触压力<10-0.0660,060无41.9R节点83以迁窠鲇摆头、接触压力方面评中国煤化工要求,但处于评价90180270360450540630曲轴转角/(°)标准CNMHG采用各分析工况图27工况7接触压力的综合措施可能会取得更好的效果。即,采用与工况3相类似的较饱满的裙部轮廓线结合工况8的头2010年第2期吴东兴,等:活塞动力学模拟计算部尺寸避免头部撞击、采用工况4减小活塞刚度的要求,但仍然有优化空间。优化可以从减小活塞裙措施来减小平均接触压力。具体优化到什么程度还上部径向刚度与增大此处活塞半径两方面着手,当需要结合优化代价而定。刚度与半径的良好匹配将能同时改善活塞运动平顺性与活塞接触压力分布。4结束语参考文献a.调整活塞轮廓线能够明显改善活塞运动的平顺性减小活塞与缸套的瞬间冲击力。[1]吴东兴,夏兴兰,卜安珍,等.柴油机机油消耗模拟分析[冂].现代车用动力2008,(2):31-35b.减小活塞刚度对减小活塞平均接触压力有[2] Hitosugi Hideshi, Nagoshi Katsuyuki, Ebina Msaaki, et al.显著的作用。Study on Cylinder Bore Deformation of Dry Liner in Enginec.活塞销偏置量的改变对活塞瞬间冲击力影Operation[J ]. JSAE Review 1996, (17):113-119.响不明显。[3]杨连生.内燃机设计[M].北京:中国农业机械出版社,d.工况8所用的活塞轮廓型线基本满足使用l981cCtCteccsececscscttctctcsc(上接第40页)后上机做了性能配试试验,试验数据500h冷拖试验,并且进行了机油粘度检测,没有发如图5-7,由图可见柱塞套结构改进后对发动机的现内漏、穴蚀现象解体检测的照片见图8性能基本无影响;最后在喷油泵试验台上进行了±改进贈姆改20d828002400图5功率对比曲线图7烟度对比曲线会七改蹭l6001208图6油耗对比曲线图8改进后运行试验结果5结束语参考文献:新柱塞偶件的防穴蚀结构,较好地解决了PMD[1]秦有方陈土尧、王文波车辆内燃机原理[M].北京:喷油泵穴蚀的问题,是一种有使用价值的防穴蚀结构H出版补.1997中国煤化工CNMHG