280型柴油機活塞接觸壓應力及磨損分析

任明廣，宋相明，劉國棟

濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

隨著國家建設海洋強國戰略不斷推進，國內市場對高功率柴油機的需求不斷提升，對柴油機強化程度的要求也越來越高[1]。280型柴油機是一款直列6缸大功率中速柴油機，額定功率為2400 kW，額定轉速為800 r/min，設計最高爆發壓力為22.0 MPa，平均有效壓力為2.33 MPa，活塞平均速度為10.93 m/s，強化系數為25.47 MPa·m/s。功率密度大、強化程度高是該柴油機的顯著特征。活塞是柴油機中工作條件最嚴酷的組件，環境溫度高、機械負荷大、潤滑不良都可能加劇活塞在運行過程中磨損，引起裙部型線的變化，最終影響活塞的正常工作和柴油機的性能及可靠性[2]?；钊墓ぷ髑闆r在很大程度上決定了柴油機工作的可靠性和使用耐久性，這就對活塞的設計提出了更加嚴苛的要求。

本文中主要通過應用Abaqus軟件，著重計算分析活塞在熱負荷和機械負荷耦合作用下活塞的接觸壓應力分布規律及磨損模式，為該活塞的結構優化、強化提升及生產過程中活塞的重點部位質量控制提供重要參考。

1 模型建立及邊界條件

1.1 活塞有限元模型

該機型活塞為鋼頂鐵裙組合式活塞，活塞頂和活塞裙采用4根均勻分布的螺栓進行連接。利用Creo軟件建立活塞組及相關零件的幾何三維模型，如圖1所示。由于活塞為對稱結構，本文采用1/2活塞模型，包含活塞、活塞銷和氣缸套。由于組合活塞的內部結構十分復雜，若采用六面體單元劃分網格，計算誤差較大，本文中采用四面體單元建立活塞的有限元模型，有限元模型共有753 238個節點，512 714個單元。另外，也對連桿小頭進行了網格劃分并應用于該仿真計算中[3-5]。

1.2 活塞材料

280型柴油機活塞頂材料為優質合金鋼42CrMoA，活塞裙材料為QT700，活塞頂和活塞裙聯接螺栓材料為優質合金鋼18CrNiMo7-6。環境溫度20 ℃時3種材料的物理性能如表1所示。

表1 3種材料物理性能(環境溫度20 ℃)

1.3 邊界條件

作用在活塞上的負荷包括熱負荷和機械負荷，其中機械負荷包括：燃燒引起的氣缸壓力、活塞加速引起的往復慣性力及作用在活塞上的力傳給連桿時使活塞受到的交變側向力，這些力均隨時間周期性變化。

1.3.1 活塞熱邊界條件

固體表面換熱邊界條件有3種類型:第1類邊界條件，給定邊界上的溫度；第2類邊界條件，給定邊界面上熱流密度的分布；第3類邊界條件，給定邊界上物體與周圍流體間的表面傳熱系數及周圍流體的溫度。本文中采用第3類邊界條件。

圖2 氣缸壓力曲線

為研究活塞的最大熱負荷，使用AVL-Boost軟件計算柴油機超負荷(110%額定負荷)時活塞頂部燃氣溫度及其與燃氣的對流換熱系數在曲軸轉角為720°范圍內的變動情況。在燃燒階段，瞬態最高燃氣溫度可達1320 ℃，瞬態最高傳熱系數為3550 W/(m2·K)。綜合考慮得出平均燃氣溫度為965 K，當量平均傳熱系數為835 W/(m2·K)，流經整個活塞的熱流量為23.2 kW。

1.3.2 活塞機械負荷邊界條件

圖3 活塞側向力曲線

為研究活塞的最大機械負荷，使用AVL-Boost軟件計算得到柴油機在超負荷(110%額定負荷)工況下曲軸轉角720°范圍內缸內壓力的變化情況，氣缸壓力曲線如圖2所示。由圖2可知，最大氣壓力載荷發生在曲軸轉角367°處，為22.0 MPa?；钊鶑蛻T性力可以由活塞質量與活塞加速度的乘積計算得到。活塞所受的側向力由氣缸壓力和活塞往復慣性力的合力分解得到，側向力曲線如圖3所示，主推力面最大側向力發生在曲軸轉角為388°時，為83.9 kN，次推力面的側推力最大值發生在曲軸轉角為344°時，為37.6 kN。

2 計算結果分析

活塞三維模型和邊界條件確定后，利用Abaqus有限元分析軟件對活塞進行穩態熱分析，得到活塞各部位溫度場分布如圖4所示(圖中單位為℃)，熱負荷以及熱機耦合[6-9]作用下的活塞各部位的徑向位移如圖5所示(圖中單位為μm)。由圖4、5可知，活塞最高溫度為382 ℃，位于喉口處，溫度由上至下依次遞減；活塞的最大變形位于活塞頂的邊緣，最大值為10.06 μm，活塞裙部的變形相對較小。

a) 熱負荷作用下 b) 熱機耦合作用下 圖4 活塞溫度場分布 圖5 活塞的變形量

在最大側向力作用下，活塞裙主推力面和次推力面[10-11]的接觸壓應力分布如圖6所示(圖中單位為MPa)，活塞裙主推力面和次推力面的磨損模式如圖7所示。

a)主推力面 b) 次推力面 a)主推力面 b) 次推力面 圖6 活塞裙部接觸壓應力 圖7 活塞裙部磨損模式

由圖6、7可知，活塞裙部的最大接觸壓應力出現在主推力面外圍的下部，達到15.3 MPa，小于活塞裙部的許用屈服強度440 MPa，次推力面的最大接觸壓應力也出現在該位置，主推力面的外圍中上部接觸壓應力也較大；而磨損最嚴重的部位在主推力面的中上部。

熱負荷工況下，螺栓壓緊狀態、施加熱負荷壓緊狀態以及施加熱負荷和機械負荷狀態下的活塞支撐面接觸壓應力分布如圖8所示(圖中單位為MPa)。由于機械負荷引起的活塞頂主支撐面和外支撐面的相對位移如圖9所示(圖中單位為mm)，支撐面的磨損模式如圖10所示。由圖8～10可知，活塞軸向主支撐面在熱機耦合作用下，其最大接觸壓應力位于聯接螺栓孔的周圍，達到188 MPa，小于活塞裙部的許用屈服強度值440 MPa，外支撐面的內邊緣的接觸壓應力也較大；磨損最嚴重的部位在主推力面的中上部和外支撐面的外邊緣。

a)螺栓壓緊狀態 b) 施加熱負荷壓緊狀態 c) 施加熱負荷和機械負荷狀態圖8 活塞支撐面接觸壓應力

圖9 活塞頂主支撐面和外支撐面相對位移 圖10 活塞支撐面磨損模式

施加最大氣缸壓力時活塞銷孔的接觸壓應力如圖11所示(圖中單位為MPa)。由圖11可知，活塞銷孔工作面最大接觸壓應力為129 MPa，小于活塞裙部許用屈服強度值440 MPa。

a)活塞銷孔 b) 局部放大圖圖11 活塞銷孔接觸壓應力

3 試驗驗證

對280型柴油機進行了800 h耐久試驗，試驗后對活塞進行了拆檢, 活塞狀態如圖12所示。由圖12可知，活塞裙部主推力面有輕微不明顯的磨痕，磨損模式與仿真結果擬合度達到90%以上；活塞支撐面和活塞銷孔表面位置幾乎看不出磨損。

測量耐久試驗前后1～6缸活塞裙部磨損最大位置直徑數據見表2。由表2可知，試驗前后活塞裙部直徑幾乎沒有變化。

圖12 800 h耐久試驗后活塞外觀

表2 試驗前后1～6缸活塞裙部磨損最大位置直徑 mm

4 結論

1)在給定的邊界條件下，280型柴油機活塞裙部、活塞銷孔和支撐面的最大接觸壓應力都在材料強度的許可范圍之內，活塞裙部主推力面的中上部位置和外支撐面的外邊緣為磨損最嚴重的部位。

2)在生產過程中，應加強對活塞主推力面外圍下部、連接螺栓孔周圍部位的材料進行重點控制，采用無損探傷等手段進行逐件檢測，將材料失效風險降低到最低。