小论文汽油机活塞环岸可靠性研究

汽油机活塞环岸可靠性研究热-机耦合交变疲劳的汽油机活塞环岸断裂特性刘世英，张萍（山东理工大学交通与车辆工程学院山东淄博250049）摘要：对环岸可靠性问题进行深入的理论研究、计算研究，降低环岸的机械疲劳失效，寻求优化设计方案，提出提高活塞环岸结构可靠性的措施，不仅具有重要的理论意义，而且具有显著的实际应用价值。本文利用应力疲劳分析理论和材料的S-N曲线，结合有限元分析，对硅铝合金活塞环岸的结构可靠性问题展开了研究。Abstract:Itisveryimportanttoperformtheoreticalresearch,computationalresearchontheringland’sdurabilityperformance.Withtheresearch,wecanoptimizethedesignandproposemeasurestoimprovetheringland’smechanicalsafety.ThisworkemploysthetheoryofstressfatigueandthematerialS-Ncurve,combinestheFiniteelementanalysisandhaslaunchedresearchtothefatiguereliabilityandsafetyproblemofsiliconaluminumalloyringland.Keywords:gasoline,pistonringland,finiteelementanalysis，mechanicalfatiguedurability关键词：汽油机,活塞环岸,有限元,机械疲劳可靠性中图分类号：文献标识码：A0引言汽油机活塞环岸区域常见故障模式包括槽底积炭、环槽“点焊”、环槽磨损及环岸断裂等。环岸断裂是其中危害性较大的故障模式，包括第二环岸断裂或第二、三环岸断裂。一般来讲，环岸断裂破坏主要是由于环槽底部的应力集中所导致，因此设计时需要重点关注环岸及槽底过渡圆弧部位的几何结构。如何在有限的活塞高度内更合理的设计环岸结构，在材料所许可的强度范围内提高其承载能力，减少环岸断裂及磨损现象的发生，是活塞新产品设计中的关键问题之一。本文针对汽油机活塞环岸的结构可靠性，采用控制变量法，分别通过改变岸高和槽底过渡圆角大小，建立了相应的有限元分析模型。对不同的环岸设计结构进行了机械负荷的有限元及机械疲劳可靠性的对比分析，并对机械负荷中结构最可靠的设计进行了热负荷分析。1基于机械负荷的活塞环岸可靠性研究1.1活塞的材料及参数本文所研究的活塞材料为铸造硅铝合金ZL109。活塞的各项材料特性[1]如表1所示。表1活塞的各项材料特性项目材料密度Kg/m3泊松比弹性模量MPa抗拉强度MPa导热系数W/(m2K)线膨胀系数活塞27800.33720002201622.1E-51.2基于活塞环岸应力场分析的对比方案设置根据活塞工作状况分析，可知活塞第二环岸承受着很高的气体压力，本文在模拟活塞机械应力场时，为了充分研究环岸部位的结构对环岸可靠性的影响，现针对第二环岸高度及第一环槽圆角设置对照组，即表2所示。模型No.1与No.2在保证活塞环槽圆角及其它尺寸相同的情况下，设计第二环岸的高度不同，对比分析环岸高度对环岸工作可靠性的影响。模型No.2与No.3是保证在环岸高度及其它尺寸相同的情况下，通过改变第一环槽部位的圆角，对比分析环槽圆角大小对环岸可靠性的影响。通过综合对比分析得到不同结构对环岸寿命的影响，以便更好的优化活塞环岸的设计，提高发动机工作的可靠性。表2活塞有限元计算模型序号第二环岸高度（mm）第一环槽圆角R(mm)No.13.20.3No.24.20.3No.34.20.51.3活塞有限元实体模型利用Pro/E软件画出活塞的实体模型，不考虑活塞销的偏心，采用.X-T文件格式导出模型数据，利用ANSYS提供的.X-T文件接口，从而获得有限元分析的实体模型，以进行各种有限元分析。为了节省计算空间及提高计算速率和精度，利用对称性，本文进行有限元分析时，取活塞1/4实体模型，忽略非重点部位的圆角、倒角、油孔等因素。结构内的应力集中区域或应力梯度高的区域（例如环槽过渡圆弧处）应布置较密的网格，在应力变化平缓的区域可布置较稀疏的网格。这样可以同时满足精度和效率两方面的要求。本文在活塞静力场有限元分析中，由于主要研究第二环岸部位不同岸高及环槽圆角对环岸疲劳可靠性的影响，根据活塞的工作状况以及试验分析得知，第二环岸部位承受着较大的燃气爆发压力，第一环槽槽底与第二环岸上平面的交线处容易产生应力集中，因此，本文在网格的划分上，采用的单元类型为Solid95，该单元有20个节点。1.4No.1/No.2/No.3方案机械应力计算对比分析在稳定转速条件下，由活塞的实际工作过程分析可知，燃气爆发压力达到最大时，活塞受力与变形也是最大的时刻，活塞强度研究的意义也更加重要。活塞承受的载荷包括活塞顶面与火力岸表面处的燃气压力、活塞组件的往复惯性力、侧推力、活塞销的支反力、摩擦力等，鉴于往复惯性力、摩擦力、侧推力等对应力的影响较小，可简化忽略不计。由于活塞所受的载荷是变化的，对活塞的可靠性研究应依据最危险状态分析原则，即要求对活塞在最大受压工况下的应力进行计算。本文主要研究环岸的可靠性问题，为了更好的保证环岸工作的安全可靠性性，在加载时采取在第二环岸部位加均布的面载荷，加载最大爆发压力Pmax=7MPa。在模型的对称面上分别施加相应的位移约束，由于模型不含活塞销，为了充分模拟活塞销的作用，在活塞销座处施加全位移约束。图2为活塞第一环槽部位合位移分布，由图可得在环岸部位施加最大燃气爆发压力时，No.1、No.2、No.3活塞环槽在垂直销座方向一侧位移的分布均呈现梯度分布，合位移沿着垂直销孔方向向环岸边缘位移逐渐变小。在沿着销孔方向环槽部位的位移分布较均匀。出现这样的位移分布是由于活塞销座位置施加全位移约束，即模拟活塞销的作用，活塞在实际工作中由于活塞销的作用，使沿着销座部位的环槽部位变形较缓和，而垂直销座一侧环岸部位边缘变形最大，可能会影响环岸工作的可靠性。No.1活塞此部位的最大位移为0.468E-3mm,No.2活塞此部位最大位移为0.390E-3mm,No.3活塞此部位最大位移为0.377E-3mm。对比分析可以看出，通过增加环岸高度，环岸部位合位移总体上明显下降，环岸工作可靠性提高；改变环槽圆角总体上合位移变化不大，即增大环槽圆角缓和变形较小。No.1活塞No.2活塞No.3活塞图2活塞第一环槽部位合位移分布图3为活塞第一环槽部位最大主应力分布，从图中可以看出环槽与环岸上表面交线处应力均较大，且为拉应力，在此部位出现多个应力峰值。最大主应力No.1活塞为140.776MPa，No.2活塞为99.756MPa，No.3活塞为75.307MPa均未超过活塞所用材料的最大抗拉强度220MPa。对比分析No.1、No.2活塞受力情况可知通过增加环岸高度后，在相同最大燃气爆发压力下，环岸部位承载应力变小。对比分析活塞No.2、No.3，可以看出，在增大环槽圆角后，环槽部位应力进一步减小。综合分析可得，No.3活塞的结构在环岸的可靠性上有了明显程度的提高。活塞环槽根部的应力随着环岸高度增大和环槽圆角增大而变小。尤其增大环岸高度时环槽应力减小的幅度更大。No.1活塞No.2活塞图1活塞网格模型图No.3活塞图3活塞第一环槽部位最大主应力分布1.5基于S-N曲线的No.1/No.2/No.3方案活塞环岸寿命估算由以上活塞机械负荷的有限元分析可得，活塞第二环岸上侧面所受到的应力中，拉应力对环岸的可靠性起着非常重要的作用，现针对No.1/No.2/No.3活塞环槽部位进行机械负荷作用下的疲劳寿命估算，以便进一步分析环岸结构对其可靠性的影响。所取节点部位为第一环槽底与第二环岸上表面交线上的点，即图4中P指向的部位。图4活塞寿命计算所取节点示意图在对活塞进行机械负荷疲劳寿命估算时采用S-N曲线的近似估计方法[2][3]，计算步骤如下：（1）确定工作循环应力幅和平均应力。应力幅2/minmaxa（1）平均应力2/minmaxm（2）（2）估计对称循环下的基本S-N曲线。活塞环岸受拉压循环应力作用，此时可估计材料的疲劳极限σf为MPabf7735.0（3）基本S-N曲线用幂函数式表达，表达式如公式CNSm（4）其中m与C是与材料、应力比，加载方式等有关的参数，本活塞采用共晶硅铝合金ZL109，此处m取值7.314，C取值的表达式如公式4.53109.0mbC（5）（3）循环应力水平等寿命转换。为了利用基本S-N曲线估计疲劳寿命，需要将实际工作循环应力水平等寿命地转换为对称循环（应力比R=-1，平均应力σm=0）下的应力水平1Ra。由Goodman方程得出：11bmRaa（6）（4）估计构件寿命。对称循环条件下的寿命，可由基本S-N曲线得到，即公式mRaCN1（7）由于工作循环应力水平与转换后的对称循环是等寿命的，故可由此估计构件的寿命即为N。表3No.1活塞第一环槽P部位节点应力及寿命节点最大主应力MPa最小主应力MPaVonMisesMPa应力幅值MPa平均应力MPa寿命循环n/次188.9-3.380.946.142.89.1E+6290.0-5.483.747.742.37.2E+63102.62.288.550.252.43.2E+64100.0-5.692.252.847.22.9E+6595.3-1.684.948.546.75.3E+6表4No.2活塞第一环槽P部位节点应力及寿命节点最大主应力MPa最小主应力MPaVonMisesMPa应力幅值MPa平均应力MPa寿命循环n/次159.4-2.254.130.828.63.0E+8259.0-4.855.831.927.12.5E+8366.1-4.461.635.330.91.0E+8464.0-6.261.135.128.91.1E+8561.8-2.455.932.129.72.1E+8表5No.3活塞第一环槽P部位节点应力及寿命节点最大主应力MPa最小主应力MPaVonMisesMPa应力幅值MPa平均应力MPa寿命循环n/次145.2-3.642.724.420.82.3E+9246.4-4.544.525.521.01.5E+9348.1-4.645.926.421.81.2E+9452.1-2.847.827.524.78.0E+8548.6-2.144.125.423.31.4E+9从表中可以看到No.1活塞环槽部位的最大主应力已经达到102.6MPa,已经远远超过了活塞材料许可的疲劳极限77MPa，环岸部位很容易发生疲劳断裂,环岸工作可靠性较低。No.2活塞环槽部位的最大主应力为66.1MPa,未超过活塞材料的许可疲劳极限。No.3活塞环槽部位的最大主应力为52.1MPa,其远未超过许可疲劳极限，其安全系数较高。由表3和表4对比分析可以得到在提高环岸高度后，No.2活塞的最大主应力、应力幅值、VonMises应力、平均应力均有不同程度的降低，环岸承载循环次数有了明显的提高。这表明提高环岸高度，可以缓和活塞环岸承受的综合应力，有效地降低活塞环槽底部承载的应力。对比分析活塞No.2、No.3可得，在保持环岸高度不变，且承受相同燃气最大爆发压力时，适当增大环槽圆角，可以更好的降低环槽部位的应力，进一步提高环岸工作的可靠性。这表明增大圆角在一定程度上可以进一步减轻环槽部位的应力集中现象，缓和环岸承受的应力峰值，从而使环岸疲劳寿命有所增加。但在实际发动机工作中，环岸高度和环槽圆角都会在一定程度上影响活塞环与活塞的间隙，并不是高度越大，圆角越大越好。根据发动机工作状况，应该寻求最佳结构设计。2温度对环岸可靠性影响的研究根据活塞机械负荷的有限元分析以及环岸机械疲劳寿命的计算，得出No.3活塞环岸的结构可靠性最高