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      仿生通孔形活塞裙部耐磨性能研究

      放大字體  縮小字體 發布日期:2020-02-19 09:15:10    瀏覽次數:7    評論:0
      導讀

      目的為了減少發動機活塞裙部磨損,提高裙部耐磨性。方法基于仿生非光滑理論,以蚯蚓體表形態為仿生原形,在LX-2V型發動機活塞裙部設計出以孔的直徑、每行孔間距、孔沿圓周角度為參數的仿生通孔形結構。采用正交設計方案對不同參數的仿生通孔形活塞進行有限元熱結構耦合分析。以裙部最大變形量、裙部變形范圍、裙部對稱中心

      目的 為了減少發動機活塞裙部磨損,提高裙部耐磨性。方法 基于仿生非光滑理論,以蚯蚓體表形態為仿生原形,在LX-2V型發動機活塞裙部設計出以孔的直徑、每行孔間距、孔沿圓周角度為參數的仿生通孔形結構。采用正交設計方案對不同參數的仿生通孔形活塞進行有限元熱結構耦合分析。以裙部最大變形量、裙部變形范圍、裙部對稱中心線上點與一側點的應力差值作為評價活塞裙部耐磨性的標準,優選出模擬分析中耐磨性能良好的三個仿生活塞,并與標準活塞同時進行發動機臺架磨損試驗。結果 合理的仿生通孔形結構可以有效減少活塞裙部磨損,提高裙部耐磨性。相對于標準活塞,當仿生活塞孔的直徑為5mm、每行孔的間距為6.5mm、孔沿圓周角度為16°時,其耐磨性最大提高49%。結論 過小的裙部最大變形量、過大的裙部變形范圍,均不利于活塞裙部與缸套之間油膜的形成與保持,從而使活塞裙部磨損加劇。結合活塞裙部粗糙度值分析可知,合理的仿生通孔形結構可以優化裙部表面所受摩擦力,是進一步降低活塞裙部所受磨損的重要原因。

      關鍵詞:仿生;活塞裙部;通孔形;有限元;臺架試驗;耐磨性

      隨著居民生活水平的逐步提高,汽車作為基本的交通工具,發揮了重要作用。據統計,2016年我國汽車產銷量分別為2811.9萬輛和2802.8萬輛,連續8年位居世界首位[1]。發動機作為汽車的核心部件,其內部摩擦損失一直是阻礙其性能進一步提升的主要原因?;钊鳛榘l動機中重要的運動部件,其在缸套中高速運動產生的摩擦損失占整個發動機摩擦損失的一半左右[2]。因此減少活塞與缸套之間的摩擦損失,對于提高發動機的性能具有重大意義。

      目前提高活塞裙部的耐磨性主要從材料和結構兩方面進行研究。日本豐田公司和Artmetal公司研制的氧化鋁短纖維增強鋁活塞,通過鋁基復合材料使活塞耐磨性大大改善[3]。東南大學試制的陶瓷纖維增強鋁基復合材料活塞,使活塞壽命延長了 3~5倍[4]。Taymaz等將活塞表面用等離子鍍膜方法鍍上CzZrO3+MgZrO3涂層,提高了活塞的機械及耐磨性能[5]。輝門公司研制的“雙帶活塞裙活塞”使活塞總面積減小40%,減小了活塞裙部摩擦阻力[6]。AE公司研發的“X型”活塞,減小了裙部與缸套的接觸面積,降低了活塞裙部的摩擦損失[7]。

      通過對活塞裙部材料和結構的改進取得了顯著的結果,但也存在著如復合材料難以克服的固有缺陷、熱處理與加工工藝不完善、生產成本高等問題。生物為了適應生存環境,通過不斷進化,形成了許多減阻性能優異的表面非光滑結構。如穿山甲體表的鱗片形結構、貝殼表面的條紋形結構、蜥蜴體表的塊狀突起結構等[8-13]。這些表面非光滑結構均起到了減少生物體表磨損、保護其自身免受傷害的作用。蚯蚓體表分布著規則的背孔,其分泌的體液可以與周圍土壤環境形成有效潤滑,保護蚯蚓柔軟的身體,這與活塞在缸套中的運動情況相類似[14-16]。文中以蚯蚓體表形態為仿生原型,基于仿生非光滑理論,在活塞裙部設計出不同參數的仿生通孔形結構。采用正交設計方法對不同參數的活塞裙部進行有限元分析,優化仿生活塞結構參數并與標準活塞進行發動機臺架磨損試驗,結合裙部磨損量與表面粗糙度對活塞裙部的耐磨性進行分析討論,揭示仿生活塞的耐磨機理。

      1 活塞裙部載荷分析

      文中以 LX-2V型直列四缸自然吸氣式發動機作為研究對象,其排量為1.6 L,最大轉速為6000 r/min。

      1.1 活塞結構載荷分析

      為了研究活塞裙部磨損,首先對活塞裙部所受載荷進行分析?;钊芰θ鐖D1所示[17]。在氣缸中做往復運動的活塞,其總的作用力 FM為氣體作用力 F1與往復慣性力F2的合力,即:

      氣體作用力為:

      式中: P =P×( 0.97 ε 1.16- 1 )[18](ε為發動機壓縮gg  比,取10.3); Pg′為標準大氣壓力;D為活塞直徑,D=81mm。

      圖1 活塞受力
      Fig.1 Force diagram of piston

      往復慣性力為:

      式中:M為活塞組質量與連桿組轉化到小頭的質量之和,其中活塞組質量為384.63 g,連桿組轉化到小頭的質量為155.7 g;a由式(4)算得。

      其中:ω為曲軸轉動角速度;α為曲柄轉角。

      限于試驗的成本與周期,采用電機帶動發動機轉動的冷試驗法進行試驗。電機轉速設置為1200 r/min,計算出發動機轉速ω為1430 r/min。曲柄直徑與連桿長度比λ取0.38。曲柄轉角α取做功行程上止點過后20°,此時活塞裙部與缸套之間接觸壓力最大,裙部表面潤滑惡劣,磨損嚴重[19]。計算得:

      此時活塞裙部所受壓力為:

      1.2 活塞熱載荷分析

      為了準確分析活塞裙部受熱載荷后的變形情況,通過使用高精度熱像儀測量活塞穩定工作時的溫度。由于活塞高速運動時難以捕捉到穩定的圖像,因此在發動機正常運轉20 min,待溫度穩定后停機,迅速測量活塞溫度。冷試驗中,活塞溫度主要來源于其在高速運動中對燃燒室內空氣連續不斷的壓縮。因此活塞頂部溫度最高,底部溫度最低。測量得到活塞溫度區間分布如圖2所示,實測值見表1。

      圖2 活塞溫度區間
      Fig.2 Temperature rangeof piston

      表1 實測溫度值
      Tab.1 Measured temperature value

      2 活塞裙部熱結構耦合分析

      以活塞結構載荷及熱載荷分析為基礎,采用有限元間接耦合法對活塞裙部進行熱結構耦合分析。由于活塞屬于對稱結構,分析時導入1/2活塞模型?;钊牧蠟殇X合金ZL108,熱分析中活塞的單元類型選取Solid90,其導熱系數為175.9 W/(m·K),熱膨脹系數為 23.5α/(10-6 K-1),活塞密度為 2.68×103 kg/m3,網格采用自由網格劃分法[20],如圖 3所示。根據表 1中活塞各區間的實測溫度值向活塞施加熱載荷,得到活塞溫度場。結構分析中根據活塞自身的結構特點,選擇單元類型Solid187作為三維實體單元,其泊松比為0.3,彈性模量為70 GPa,網格劃分同樣采用自由網格劃分法。同時在活塞對稱接觸剖面處施加對稱約束,活塞銷座處施加全約束。

      圖3 活塞模型與網格劃分
      Fig.3 Piston model and mesh generation

      通過自定義函數法對活塞裙部施加結構載荷,以活塞結構載荷分析為基礎,具體施加的側壓力載荷函數為:

      公式(7)中:x∈(-40.49mm, 40.49mm);y∈(0,40.49mm);z∈(20mm, 53.7mm);L 為活塞裙部高度,L=33.8mm;r為活塞半徑,r =40.5mm。

      通過ANSYS后處理結果得到熱結構耦合分析后活塞裙部沿y軸應變云圖,如圖4所示。從圖4可知,活塞裙部沿y軸方向應變一致性較好,大小為6.73×10-4mm,方向為向外膨脹??芍钊共渴軣彷d荷產生的膨脹變形不但抵消了其受側壓力的壓縮變形,還使裙部向外膨脹,表明活塞裙部受熱結構耦合后的變形結果為熱膨脹。

      圖4 活塞裙部沿y軸應變
      Fig.4 Strain of piston skirt along y axis

      3 仿生活塞設計與正交試驗

      3.1 仿生活塞設計

      蚯蚓在土壤中自由穿梭,其體表的非光滑結構及背孔分泌的粘液起到了減阻效果,保護了蚯蚓柔軟的身體,這與發動機活塞在缸套中的運動情況相類似。因此文中以蚯蚓背孔形態為仿生原型,以仿生非光滑理論為指導,結合活塞裙部實際尺寸,在其表面設計仿生通孔形結構。不同于表面織構的微觀結構形態,在活塞裙部設計的為宏觀通孔形結構。選取孔的直徑D、每行孔之間的距離L、孔沿圓周方向的角度α三個因素設計仿生活塞。每個因素選取三水平,其中孔的直徑D選取1、3、5mm,每行孔之間的距離L為5、6.5、8mm,孔沿圓周方向的角度α取10°、13°、16°?;钊共抗苍O計 4行仿生孔,從上到下孔的個數分別為 5、4、5、4,第一行孔中心距離活塞頂端為28.5mm,每行孔基于裙部中心線呈左右對稱分布,具體設計如圖5所示。

      3.2 正交方案設計與結果分析

      文中設計的仿生活塞為三因素三水平結構,因此選取L9(34)正交表進行方案設計,10號組為標準活塞。采用與標準活塞熱結構耦合分析中同樣的方法對仿生通孔形活塞進行有限元分析。結果表明,仿生活塞裙部結構強度滿足所受應力,且無明顯的應力集中現象?;钊共繜峤Y構耦合分析后的結果同樣為熱膨脹,根據標準活塞裙部熱結構耦合分析結果可知,活塞裙部在低速工況下變形為熱膨脹。由此可推斷在高速大負荷工況下,活塞裙部膨脹變形更嚴重,裙部與缸套之間油膜厚度更難以保持,導致磨損進一步加劇。

      圖5 仿生通孔形活塞設計方案
      Fig.5 Bionic design of through hole piston:a)Bottom view; b) Main view

      由于活塞裙部油膜厚度及油膜分布情況直接影響裙部潤滑效果,而活塞裙部表面變形程度直接影響到油膜厚度及分布情況。因此以活塞熱結構耦合分析中裙部最大變形量作為評價油膜厚度的標準。裙部最大變形量越小,裙部與缸套之間儲存潤滑油的空間越大,越有利于潤滑,反之裙部最大變形量越大則越不利于潤滑[21]。油膜分布對活塞裙部潤滑同樣重要,以活塞熱結構耦合后裙部最大與最小變形量之差作為裙部變形范圍。裙部變形范圍對油膜厚度分布產生影響,變形范圍越大,即使裙部最大變形區域與缸套間距過小,難以形成油膜保證潤滑,但由于裙部變形范圍大,裙部其他區域與缸套間間隙足夠大,同樣可以形成有效油膜分布以保證潤滑。由于活塞裙部表面所受壓力是影響其磨損量的重要因素,因此以裙部對稱中心線上點及其一側點所受應力差值作為評價裙部所受壓力是否均勻的依據。差值越大,表明裙部表面受力越不均勻,裙部所受磨損越大。綜上,文中以活塞裙部有限元分析中裙部最大變形量、裙部變形范圍、裙部表面應力差值作為評價活塞裙部耐磨性的標準,具體設計方案與模擬結果見表2。

      根據表2模擬結果可知,活塞裙部最大變形量較小的是仿生9號、8號、6號活塞。裙部變形范圍較大的是仿生9號、8號、6號活塞。應力差值最小的是仿生6號、4號、5號活塞。通過綜合分析比較,仿生9號、仿生8號活塞的裙部最大變形量、裙部變形范圍分別排第一、第二位,而仿生6號活塞排第三位,但仿生6號活塞的應力差值最小。因此分別選取評價活塞裙部耐磨性的三種標準中各自最優的仿生活塞與標準活塞進行發動機臺架磨損試驗。

      表2 仿生活塞正交試驗方案與結果分析
      Tab.2 Orthogonal test scheme and result analysis of bionic piston

      4 臺架試驗與結果

      4.1 發動機臺架試驗

      為了進一步對模擬分析結果進行驗證,采用發動機冷試驗方法。試驗臺設計基于發動機耐久性試驗,通過變頻器控制電機帶動發動機活塞進行往復運動。根據發動機耐久試驗標準,初期磨合為20 h,發動機轉速設定為怠速 800r/min。耐久試驗磨損時長為800 h,發動機轉速設定為常用轉速3200 r/min[22]。試驗期間保證發動機冷卻及潤滑充分,同時定期檢查各個氣缸壓力,確保試驗臺運行正常。發動機結構如圖6所示。

      圖6 發動機結構簡圖
      Fig.6 Engine structure diagram

      4.2 試驗結果

      試驗后使用超聲波清洗機對活塞進行清洗,并對磨損后的活塞裙部進行觀察可知,活塞裙部有明顯的磨損,下部磨損程度較上部嚴重,中部磨損程度大于兩側。通過失重法計算試驗前后活塞裙部的質量損失,結果見表3。

      采用 JB-5C型表面粗糙度儀(測量范圍 Ra為0.01~10μm)對磨損后的標準活塞與仿生活塞裙部表面進行粗糙度測量,以分析裙部表面磨損情況。以活塞底面為坐標原點,沿裙部對稱中心線向上分別選取距離底面2、9、20、26mm共4個位置作為測量點,在每個測量點沿圓周方向左右分別取5mm作為采樣點。測量的粗糙度值見表4。

      表3 試驗前后活塞質量
      Tab.3 Quality of pistonbefore and after test

      表4 活塞裙部粗糙度
      Tab.4 Roughness of piston skirtμm

      5 分析討論

      根據表3活塞裙部試驗前后質量損失可知,仿生6號、8號活塞裙部質量損失小于標準活塞。相對于標準活塞,仿生6號活塞裙部磨損量減少22.6%,仿生8號活塞裙部磨損量減少49%,而仿生9號活塞裙部磨損量增加26.4%。分析仿生9號活塞裙部設計參數,其仿生孔沿圓周角度為10°,而8號、6號活塞此設計參數均大于 10°。結合表 4粗糙度測量值,9號活塞裙部在9、20mm處的粗糙度值均明顯大于同一位置的 6、8號仿生活塞,且大于標準活塞,說明仿生孔沿圓周角度過小會使磨損加劇。結合表2結果可知,仿生9號活塞裙部的最大變形量最小、裙部變形范圍最大,但其耐磨性并不好。這說明過小的裙部變形量和過大的裙部變形范圍使裙部與缸套之間間隙過大,不利于油膜的形成與保持,使裙部磨損加劇。仿生8號、6號活塞裙部的最大變形量、裙部變形范圍都處于一個相對合理的變形范圍,相較其他仿生活塞,其較小的裙部最大變形量、較大的裙部變形范圍均更有利于潤滑油膜的形成與保持,從而降低了活塞裙部的磨損。

      仿生9號活塞裙部的應力差值最大,證明了仿生孔沿圓周角度過小會使裙部受力不均,加劇裙部磨損。因此合理的仿生通孔形結構可以有效減少活塞裙部磨損、提高耐磨性,而過小的裙部最大變形量、過大的裙部變形范圍,對于減小裙部磨損均產生不利影響。

      仿生 8號活塞裙部的最大變形量和變形范圍均優于仿生6號活塞,且磨損試驗中8號的磨損量小于6號。說明仿生8號活塞裙部的最大變形量小,相對仿生6號活塞其裙部向外膨脹變形小,可以容納更厚的油膜。仿生8號活塞裙部的變形范圍大,相對仿生6號活塞,其裙部最大變形區域之外的其他區域膨脹變形更小,為油膜的形成與保持提供了更為充分條件,有利于減少裙部磨損,提高耐磨性。

      基于表4中仿生6號、8號活塞裙部粗糙度值分析,在裙部對稱中心線的9、20mm位置,仿生6號活塞的 Ra值是 0.262μm 和 0.280μm,差值是0.018μm。仿生 8號活塞的 Ra值是 0.268μm 和0.283μm,差值是0.015μm,小于 6號活塞,而在 2、26mm位置,其差值大于6號活塞。說明在裙部對稱中心線上磨損最嚴重的中段,8號活塞所受的摩擦力比 6號活塞受到的摩擦力均勻,但粗糙度值相對較大。而從裙部對稱中心線整體看,6號活塞所受摩擦力更均勻。說明優化裙部磨損最嚴重的中部,使裙部整體所受磨損更均勻,可以進一步降低活塞裙部所受磨損,提高裙部耐磨性。

      6 結論

      1)仿生通孔形結構有效地提高了發動機活塞裙部的耐磨性。相對于標準活塞,其耐磨性最大提高49%。

      2)合理的仿生通孔形結構能提高活塞裙部與缸套之間的油膜厚度,促進油膜的形成與保持,減小裙部表面應力差異,能降低活塞裙部磨損,提高其耐磨性。

      3)參數合理的仿生通孔型活塞,從整體上進一步優化了裙部表面所受摩擦力,使裙部磨損更均勻,是降低活塞裙部磨損的重要原因。

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      關鍵詞: 活塞 發動機 仿生
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