高强化柴油机活塞销孔型线设计及试验研究

王亮，吴国栋，赵文斌，赵旭东，熊培友

(滨州渤海活塞有限公司，山东 滨州　256602)

引言

为了适应不断提高的发动机排放及性能要求，柴油机活塞所需承受的最高爆发压力已经达到25 MPa以上，甚至有不断提高的趋势[1-4]。在高温、高压交变负荷的工作环境下，活塞销孔作为承载最大机械应力的关键部位将面临着更大的考验，不断发生的高强化发动机活塞销孔疲劳开裂失效也印证了这一事实[5-7]。因此，必须采取相应措施来提高活塞销孔的承载能力。在提高活塞的材料性能受限的情况下，通过优化活塞销孔设计来改善销孔的压力分布成为提高活塞销孔承载能力的最有效措施[8-14]。

通过有限元模拟分析，对比研究了不同活塞销孔型线对销孔接触压力的影响，并进行了活塞销孔液压脉冲机械疲劳试验，验证了模拟分析结果的可信度，确定了活塞销孔可承载的极限载荷范围。该研究对发动机活塞的销孔设计、分析计算及试验方法等方面都有重要的现实意义。

1　活塞销孔型线设计

图1　销孔型线示意图

活塞在工作状态时，热负荷及机械负荷会使活塞销孔发生变形，成为外侧小、内侧大的圆锥梯形，而活塞销也会因为压力产生较大的弯曲变形。为了使在工作状态下变形后的活塞销和销孔之间有合理的配合间隙，从而能够有效地形成液体动力油膜润滑，避免销孔压力过高而出现干摩擦现象导致磨损甚至开裂失效。高强化柴油机活塞一般不采用正圆柱型的销孔结构，通常将销孔内、外侧设计为喇叭型结构，如图1所示。

其中BC段为直线，此段销孔为圆柱形，其直径为销孔名义直径；AB段和CD段分别为不同系数的幂函数曲线，其曲线方程如分别如式(1)、(2)所示：

外侧AB段：

y外=ax2,

(1)

内侧CD段：

y内=bx2,

(2)

图2　活塞销孔型线

式中：a、b为系数，根据以往的设计经验及失效案例，此活塞磨损或开裂失效通常发生在销孔外侧，因此对销孔外侧型线进行优化，其优化方案销孔型线如图2所示，销孔内侧最大增量约为0.016 mm，初始方案V1外侧最大增量约为0.014 mm，V2、V3最大增量则分别为0.018 mm、0.042 mm。

2　有限元模拟计算

利用UG软件建立了精确的活塞、连杆小头及活塞销3D数字化模型，通过Ansys有限元分析软件对模型进行网格划分，其中将活塞销孔网格进行细化处理，并将活塞销孔与活塞销、连杆小头与活塞销之间定义接触对，通过迭代计算得到活塞销孔接触压力如图3所示。

图3　销孔接触压力模拟计算结果

方案最大接触压力/MPa相对于V1变化率/%V1127．9—V2116．0-9V3103．3-19

由计算结果可知，三种型线设计方案的活塞销孔最大接触压力都出现在销孔外侧上部，初始设计方案V1活塞销孔最大接触压力为127.9 MPa，且压力分布面积较小，易产生应力集中，V2方案活塞销孔最大接触压力有所降低，其值为116.0 MPa；而方案V3活塞销孔最大接触压力为103.3 MPa，相对于V1降低了约19%，且接触面积分布更均匀，表1所示为三种方案活塞销孔最大接触压力值。

3　活塞销孔液压脉冲疲劳试验

3.1　试验装置

目前，国内外对活塞销孔进行非台架机械疲劳试验主要采用液压脉冲机械疲劳试验装置。此试验装置可通过模拟活塞在发动机缸内爆发压力状态下循环施加载荷，以考核活塞销孔的疲劳强度。

该试验装置主要有能源动力系统、计算机控制系统和试验主机三部分组成。其中，能源动力系统可提供最大28 MPa 液压压力；计算机控制系统包括控制主程序、模拟及反馈控制单元等；试验主机主要由试验平台上固定的单缸活塞运动副组成，其中缸套采用与缸套内径尺寸相同的特制高压油缸代替，固定在试验平台上，连杆采用与连杆小头尺寸相同的工装代替，活塞、活塞环活塞销均采用发动机正常使用的部件，如图4所示。

图4　销孔疲劳试验装置

3.2　工作原理

活塞销孔疲劳试验机的工作原理如图5所示，液压泵站产生的高压液压油通过模拟控制单元所控制的电控伺服阀提供液压动力进入到高压油腔，计算机发出控制信号来驱动电控伺服阀，电控伺服阀驱动直线作动器在电脑上输出压力的波形。

图5　销孔疲劳试验机工作原理

液压伺服阀将输入进来的电流信号转换为液压输出能，使工作腔内的液压油达到控制系统所需求的压力；伺服控制器与放大器对系统输入、输出的信号进行校正、比较与放大。通过压力传感器来测量活塞顶部和内腔所受到的压力大小，并将此结果反馈到控制器，控制器通过所反馈的压力信号进而控制流入到活塞顶部和内腔的液压油的流量，通过调节流量的大小来控制工作腔内的压力变化，从而实现了闭环的反馈控制。

3.3　试验方法

为了模拟活塞在气缸中在实际工作循环中所受的燃气压力，对其顶面施加机械负荷p1；施加在活塞底部的压力p2，可以模拟柴油机运行过程中活塞受到的惯性力，压力按照正弦波施加，如图6所示。

活塞销孔疲劳试验过程中，使用变载荷阶梯试验法，研究活塞销孔在满足循环寿命要求的前提下所能承受的极限压力载荷。发动机最大爆发压力p0为18 MPa，疲劳试验第一次加载载荷p1为p0的1.2倍，若在107次循环下发生失效，则采用低一级的载荷条件下进行试验，否则在高一级的载荷条件下继续进行试验，如此反复进行，试验参数如表2所示。

图6　销孔疲劳试验载荷相位示意图

表2试验参数

参数数值活塞最大爆发压力/MPa18顶部压力/MPa22底部压力/MPa1．8试验频率/Hz15循环次数1×107

3.4　试验结果

图7　V1和V3单次销孔疲劳试验结果

根据有限元模拟计算结果，V3方案相对V1活塞销孔接触压力明显降低，且接触分布情况也有所改善，因此对初始方案V1和优化方案V3进行销孔液压脉冲疲劳试验，初次试验载荷为22 MPa，107次循环试验后活塞销孔如图7所示。

通过试验结果可见，在进行第一次试验后V1方案活塞销孔上部外侧出现了明显的磨损，而V3方案活塞销孔接触状况良好，试验结果也很好的验证了有限元分析的可信度。因此，继续对V3方案进行销孔液压脉冲阶梯载荷疲劳试验，对其疲劳强度及可承载的最大极限压力载荷情况进行考核。

图8　销孔阶梯疲劳试验分布图

对V3方案活塞进行阶梯载荷疲劳试验的结果分布如图8所示。显然，压力为22 MPa的第一次试验T1和23 MPa时的3次试验均没有发生失效；压力为24 MPa时的4次试验中有两次通过试验，两次发生疲劳开裂失效，而在压力为25 MPa时进行的两次试验均发生疲劳开裂失效。

根据液压脉冲阶梯疲劳试验结果分布，通过计算得到置信度在95%时，V3方案活塞在满足循环寿命要求前提下所能承受的极限压力载荷为24 MPa。

图9所示为试验后活塞销孔探伤结果，试验T3、T6、T8、T9均出现了疲劳裂纹。

图9　疲劳试验后销孔探伤图

4　结论

1)合理的销孔型线可以明显减小销孔的最大接触压力，改善压力分布，有利于销孔润滑油膜的形成，避免出现干摩擦现象。

2)V3方案活塞销孔外侧型线增量增大后，接触压力减小了约19%，对于改善活塞销孔磨损效果明显。

3)通过有限元模拟计算和活塞销孔液压脉冲疲劳试验等方法，可以快捷有效地校核活塞销孔疲劳强度、确定活塞销孔可以承受的极限载荷，节省了设计开发时间及成本。

参考文献：

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