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第八讲 柴油机活塞内热-机耦合分析 一、引言 　多场耦合是由两个或两个以上的场通过交互作用而形成的物理现象 , 它在客观世界和工程应用中广泛存在。对于热-结构耦合，是温度场对结构的作用表现为温度差导致单元体的膨胀或缩小从而产生应力,而固体的变形对热的参数影响很小, 可以忽略。 活塞作为柴油机的主要受热零件, 经受周期性交变的机械负荷和热负荷的作用, 常在高温、高速、高负荷以及冷却困难的情况下工作, 因此容易产生故障。活塞组的设计直接影响着柴油机性能、使用可靠性及耐久性。在大功率强化发动机中, 活塞组的热负荷往往限制了发动机的强化能力。尤其是船用柴油机, 对可靠性的要求很高, 任何一项强化措施都必须以保证可靠性为前提。在机械载荷和温度载荷的耦合作用下,活塞更加容易出现裂纹、活塞环胶结及拉缸等问题。因此,在活塞的初始设计阶段,对其进行热机耦合分析以便了解活塞的温度、应力分布情况,进而为改进活塞自身结构指出方向。 1.1 热分析关键 在热负荷和机械负荷都明显增加后, 柴油机能否保持正常可靠工作是开发人员最关心的问题。了解活塞组及缸套的温度分布规律及热负荷情况是解决该问题的关键。计算结果表明, 热应力是活塞总应力的主要来源。因此, 了解活塞总应力情况的首要前提是得到准确的活塞温度场信息, 在此基础上再进行热负荷和机械负荷的耦合分析。热分析的难点在于很难确定燃烧室与燃气的直接换热系数。该换热系数在不同位置的数值是不一样的, 分析的时候要在各接触面取平均值。 1.2 机械分析 　在活塞组中, 机械负荷最大的当数活塞销及活塞的销座部分。活塞销及销座的变形使它们之间的接触配合、润滑情况大大恶化, 并使销座内孔边缘尖角部位产生很大的应力峰值并形成裂纹。二冲程柴油机活塞销的受力情况又很特殊, 始终处于受压状态, 弯曲变形度大,与销座配合不良;同时, 销的弯曲变形也造成销座易于磨损的不利情况。因此,对销和销座的结构分析同样尤为重要。 对于活塞采用正置燃烧室, 其几何模型是x y 平面和yz 平面严格对称的活塞模拟主要进行了以下步骤: (l)采用PRE建立了某柴油机活塞的四分之一模型; (2)采用经验公式计算了活塞各个部位的换热系数及相应的温度参数; (3)运用ANSYS软件中的相应模块计算了活塞分别在机械负荷、温度场作用下的机械应力和热应力分布; (4)研究了活塞在温度载荷和燃气爆发压力共同作用下活塞的综合应力及变形。 二、耦合模型热交换条件的确定 2. 1　活塞的吸热—— 燃气与活塞顶的热交换条件 　要准确预测燃烧室部件温度, 最关键的因素之一是加载正确的边界条件。边界条件的加载不仅影响温度结果, 而且还影响燃气及受热部件的热流。确定这种热交换边界条件的困难在于很难找到一个准确计算活塞与周围介质之间的放热系数的通用公式。通常确定放热系数的方法是采用一些经验或半经验的计算公式来进行，在求得燃气的瞬时温度和放热系数后, 计算平均放热系数hm 和气体平均温度。 2. 2　活塞的放热—— 活塞、活塞环和缸套的热交换条件 活塞的热交换区有4 个: 由活塞经活塞环到缸套的导热, 活塞裙部对缸套的导热, 活塞内腔的对流放热和缸套与冷却水之间的对流放热。对于非冷却活塞, 经活塞环向气缸传递的热量约占活塞总吸热量的67%, 而由第1 道活塞环传递的热量约占25% ～ 30%。计算出缸套冷却水的换热系数就可以了。缸套与冷却水之间的对流放热系数hw 可以公式算出。在活塞和缸套之间的润滑油膜的作用是模拟的难点。润滑油膜的厚度只有几微米厚, 而活塞组和缸套是毫米量级, 这就导致润滑油膜部分网格严重畸形, 而有限元这种计算方法的特点决定了此种情况下的计算结果必定发散。因此, 这里采用简化方法, 将润滑油膜简化成热阻网络, 以此来联系活塞组和缸套。 三、结果 3.1 温度场 活塞顶最高温度为357. 47℃, 位于活塞顶中间。第一活塞环区的温度为223 ℃ ～ 232℃。可见, 活塞顶的温度远低于370℃～400℃的危险温度; 而第一活塞环区的温度却远高于220℃,这将使润滑油变质甚至碳化, 造成活塞环粘结,这是引起拉缸的主要原因。因此, 必须改善活塞设计, 降低第一环区的温度。采用活塞底部喷油冷却后, 第一活塞环位置温度降低。效果良好 3.2 活塞的机械负荷和热负荷耦合分析 活塞的边界条件加载为: 活塞顶所受最高爆压力, 火力岸及第一活塞环槽所受压力，方向约束。另外, 将活塞温度场的分析结果也加载到单元中进行机械负荷和热负荷的耦合分析。 （1）在高温和p max 的共同作用下, 活塞总变形量的最大值位于活塞顶边缘, （2）不加载p max 而只加载温度载荷时活塞的径向变形。热膨胀变形在活塞总变形中占绝对主导地位。p max 的作用仅在于使活塞边缘向内弯曲, 抵消边缘向外的膨