活塞动力学

关键词：内冷活塞铝合金发动机

活塞动力学（精选七篇）

活塞动力学篇1

一、活塞的主要尺寸

活塞的主要结构尺寸 (图1-1) , 可根据同类型发动机或统计数据选取。

1. 塞高度H

1) 活塞高度取决于以下因素:

应在保证结构布置合理和所需的承压面积条件下, 尽量选择较小的活塞高度。

2) 数据范围

2. 压缩高度H1

压缩高度H1决定活塞销的位置。H1取决于第一道活塞环至顶面的距离h、环带高度H5 (H5又决定于活塞环的数目及高度) 及上裙高度H4。在保证气环良好工作的条件下, 宜缩短H1, 以力求降低整机的高度尺寸。

3. 顶岸高度h (即第一道活塞环槽到活塞顶的距离)

1) h越小, 第一道环本身的热负荷也越高。应根据热负荷及冷却状况确定h, 使第一道活塞环的工作温度不超过允许极限 (约180~220℃) 。

2) 在保证第一道环工作可靠的情况下, 尽量缩小h, 以力求降低活塞高度和重量。

3) h/D的一般范围是:高速柴油机铝活塞为0.14~0.20;组合活塞为0.07~0.20。

4. 活塞环的数目及排列

1) 活塞环数目一般为:

高速机气环2~3道, 油环1~2道;

中速机气环3~4道, 油环2道 (少数用一道)

2) 油环布置:采用一道油环时, 油环装在销孔上方。

5. 环槽尺寸环槽的轴向高度等于活塞环的轴向高度b。

环槽底径D`取决于活塞环的背面间隙, 背隙大小与活塞的热膨胀有关, 并对环的背压有一定影响。D`可按下式估算

式中D活塞名义直径;

t活塞环径向厚度;

K系数, 铝活塞K=0.006, 铸铁活塞k=0.004

环槽底部的过度圆角一般为0.2~0.5mm.

6. 活塞顶厚δ

δ是根据活塞顶部应力、刚度及散热要求来决定的, 小型高速柴油机的铝活塞, 如满足顶部有足够的传热截面, 则顶部的机械强度一般也是足够的。热应力随活塞顶厚度增加而增大, 活塞顶厚度只要厚到能承受燃气压力即可。

7. 裙部长度H2

1) 选取H2应使裙部比压在许可范围之内, 裙部比压可按公式q1=Nmax/DH2 (3-6) 计算。

2) H 2/D的一般范围如下:高速柴油机为0.65~0.88;中速柴油机为1.0~1.1。同时, 上、下裙长应有恰当的比例, 上裙长度H4过小, 易产生尖峰负荷, 造成活塞拉毛及擦伤。一般比例为:H3= (0.6~0.75) H2。

8. 裙部壁厚δg

铝活塞裙部最小壁厚一般为 (0.03~0.06) D。薄壁裙部对减轻活塞重量有利, 但又需保证裙部有足够的刚性, 则可设置加强筋。

二、活塞销座

活塞销座的应力分布取决于销座与活塞销两者的变形是否互相适应, 如果活塞销刚度较大而销座刚度较小, 或者活塞销刚度小而销座刚度大, 则两者变形不能互相适应, 结果引起销座内孔上侧边缘等处产生严重的应力集中, 致使销座裂开。因此, 活塞销座的设计应与活塞销统一考虑, 要求活塞销有较高的刚度, 减少活塞销的弯曲变形, 而活塞销座能承受很高的压力, 又要具有一定的弹性, 使之适应活塞销的变形。一般来说销座外圆直径取d= (0.32~0.42) D (3-16) , 内径d0= (0.25~0.60) d (3-17) 。

销座本身结构复杂, 难以通过一般计算方法求得最佳结构尺寸, 可用实验来分析销座的结构情况。对强化程度较高的柴油机, 为了加强活塞顶和环岸的强度采用锻铝活塞时, 销座刚性就较好, 又因锻铝材料具有蠕变特性, 韧性和强度都较高, 能够弥补刚性大给销座上缘带来的过大应力, 不易在销座上出现裂纹。

三、活塞与缸套的配合间隙

活塞与气缸壁的间隙大小影响机油的消耗量、噪音、漏气量、活塞与气缸套的磨损以及活塞的冷却。选定的间隙应使活塞在热状态下与气缸壁具有最小的间隙, 该间隙在整个活塞高度上一致, 以增加活塞寿命;确定间隙时, 还要考虑气缸直径及活塞材料, 使之既不因间隙过大而产生敲击, 又不因间隙过小而卡住活塞。

由于活塞侧表面形状及椭圆的要求, 活塞间隙沿高度及圆周方向有不同的数值, 其中重要的是活塞顶部间隙和垂直销孔方向的裙部间隙。减小可以降低活塞头部的热负荷, 减小可以减弱活塞换向时倾侧摆动与敲击缸套现象, 从而可大大减轻缸套的穴蚀, 但活塞间隙过小, 也容易引起活塞的损伤和拉缸。在销孔轴线方向的裙部不承受推力负荷, 其间隙稍大一些对活塞运行性能的影响不很大, 因此在设计上的选择可以有较大的差别。

活塞间隙的数值与发动机的强化程度、活塞冷却方式、活塞材料、热处理规范及活塞外形等因素有关, 选取时必须考虑在全负荷时的最大膨胀量和变形的作用下不发生拉缸, 初步选取时可参考有关经验数据或按下式粗略计算:

式中活塞装配间隙;

△min最小工作间隙, △min要考虑到气缸由于温度不均匀而产生的收缩量, 活塞与气缸选配分组时每组的间隙公差, 以及油膜厚度或保险间隙等因素;

a2、a1分别为活塞和气缸套的线膨胀系数, 铝活塞为 (18~21) ×10-6mm/mm·deg;

分别为活塞和气缸套的运行温升, 最好根据试验资料确定, 水冷四冲程高速柴油机气缸套中部的工作温度约在110℃左右。

四、活塞三维建模

应用UG软件对活塞进行三维模型设计构建, UG (Unigraphics) 是集CAD/CAM为一体的三维参数化设计软件, 也是当今世界广泛应用的计算机辅助设计、分析和制造软件, 广泛应用于航空、航天、汽车、造船等领域。本设计中应用UG软件构建活塞三维模型, 方便设计分析, 加快设计进程, 同时集中体现了现代设计方法在本次设计中的应用。

参考文献

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[3]厉志荣.发动机气体流量计标定试验系统设计[D].同济大学, 2004.

活塞动力学篇2

活塞作为柴油机的核心运动零部件,其动力学工作特性对柴油机的机油耗、漏气量、振动特性、磨损等有直接影响。近年来大量的文献及试验数据表明:柴油机的机械损失有40%~55%[1]由活塞组件造成,柴油机活塞工作的可靠性在很大程度上受到其动力学性能的影响。为了提高活塞动力学的分析精度,众多学者对活塞热负荷和动力学展开了大量的研究工作[2,3,4,5,6]。本文选取活塞型线的主要结构参数(活塞最大半径(Rp)、裙部中凸点位置(Ploc)及裙部上沿半径与裙部最大半径差值(D0))给定了三条活塞冷态型线,完成冷态活塞动力学性能分析,获得不同设计参数型线的活塞动力学、摩擦学计算结果,筛选出最优参数确定活塞型线。采用三维有限元法对活塞进行了稳态温度场分析,获得了活塞热变形并对所确定的活塞型线进行了修正,基于修正后的热态型线重新进行了活塞动力学性能分析,获得冷、热态型线的活塞动力学、摩擦学结果,通过数据对比对所确定的参数进行调整,确定了活塞型线,最终通过1 000h耐久性试验对所设计的活塞进行了验证。

1 简化和假设

由于活塞缸内运动过程的复杂性,本文基于以下假设开展工作:(1)润滑油不可压缩;(2)活塞裙部和缸套表面微凸体高度满足高斯分布,且缸套表面形貌为各向同性;(3)在动力学计算模型中假设缸套热膨胀均匀。

2 活塞型线初步设计

基于现有活塞型线设计基础,根据设计基准(名义缸径R=135mm)选取了活塞最大半径(Rp)、裙部中凸点位置(Ploc)及裙部上沿半径与裙部最大半径差值(D0)三个变量,预先给定三种活塞冷态型线,如图1所示。其中:型线1采用抛物线型型线;型线2采用中凸位置带有直线段的抛物线型型线(增加直线段长度变量L);型线3 采用组合抛物线型型线,中凸点以上曲线为三次曲线,以下为二次曲线,二者在中凸点处相切。

3 活塞热负荷分析边界条件

为了求得活塞的稳态温度场,需按第三类换热边界条件建立分析模型。本文对活塞热边界条件分为三方面进行简述。

3.1 活塞顶面换热边界条件[7]

活塞顶在工作中受到高温燃气的冲刷,在计算中采用式(1)和式(2)求得一个工作循环的综合燃气平均温度Tres和平均传热系数hm。

式中,hg为瞬时传热系数;Tg为缸内燃气的瞬时温度。

根据文献[7]针对不同活塞直径的柴油机的试验分析,对活塞顶平均对流传热系数hr沿半径r进行离散:

式中,N为活塞顶温度最高点半径值。

3.2 活塞环槽换热边界条件

本文采用等效热阻概念来建立活塞环及润滑油膜等对热流传递的数值模型。如图2所示,Tbore为缸套温度,Tpiston为活塞温度,热量自环槽通过活塞环和缸套间的气体、润滑油膜传递给缸套,对应气体、润滑油膜和缸套的热阻R1、R2、R3由式(4)~式(6)确定。

式中,i为环的个数;ai为各环岸与缸套间的距离;c为缸壁上润滑油膜的厚度;b′为缸套厚度;λ0、λ1、λ2分别为燃气、润滑油及缸套的导热系数。由此即可求得活塞环区的热阻进而得到传热系数。

3.3 冷却油腔换热边界条件

活塞冷却油腔为活塞散热的主要部位,可通过管流试验数据得出的经验公式计算冷却油腔对流传热系数Nμf。

式中,,其中WB为冷却油的振荡速度,WB=n/30;vf为冷却油的黏度;α′为介质传热系数;Dd为当量直径;λ 为介质导热系数;n为转速;H为截面高度;Prf为普朗特数。

4 活塞动力学模型

本文从活塞在缸内的受力情况出发,结合活塞动力学方程、缸套-活塞裙之间的液动润滑方程及考虑材料表面粗糙度引入的微凸峰接触模型,描述活塞裙动力学与摩擦学耦合分析的建模方法。

4.1 活塞系统的受力分析

活塞系统受力分析如图3所示。图中,FG为气体压力,F为活塞侧向力,M为活塞裙部受力对活塞销中心的力矩,FIC和FIP分别为活塞和活塞销的往复惯性力,FIC2、MIC2和FIP2分别为活塞二阶运动引起的活塞惯性力、惯性力矩和活塞销惯性力,Fr为沿连杆长度方向的连杆推力,Ff为油膜剪切力,A为活塞销中心到活塞裙部上沿垂向距离,B为活塞重心到活塞裙部上沿垂向距离,Cg为活塞重心到活塞销中心横向距离,Cp为活塞销中心到气缸中心线的横向距离。

活塞裙沿x和y轴线方向上的力的平衡方程及相对于活塞销中心的力矩平衡方程如式(9)~ 式(11)所示。

考虑到混合润滑的载荷分布情况,则有:

式中,Fh和Ffh是由流体动压引起的作用在活塞裙部上的压力和摩擦力;Fc和Ffc是由润滑表面微凸体接触引起的作用在活塞裙部上的压力和摩擦力;Mh、Mfh为由流体动压引起的压力和油膜切应力对活塞销中心处的力矩;Mc、Mfc分别为由润滑表面微凸体接触引起的接触压力和摩擦力对活塞销中心处的力矩。

4.2 活塞裙部动压润滑分析

基于假设(1),本文采用了文献[8-9]提出的平均雷诺方程对润滑区域展开研究,同时将润滑承载区展开为矩形区域。引入极坐标转换公式:

式中,Rp为计算位置处的活塞裙部半径,可到极坐标下的平均雷诺方程,如式(17)所示。

活塞裙部顶部和底部的边界条件分别为p=pa1和p=pa2,pa1为最后一道环底部的润滑油压力,pa2为曲轴箱内的气体压力。结合Reynolds边界条件,得到适用于活塞裙部润滑问题的雷诺方程对称边界条件,如式(18)所示。

式中,Lp为活塞裙部长度;α 为承载区夹角,如图4所示。

4.3 微凸体弹性接触模型

基于假设(2),当活塞表面油膜厚度小于某一定值时,由于粗糙度的存在,表面微凸体将发生接触而产生接触压力。本文采用文献[10]提出的粗糙表面接触理论,单位面积内微凸体接触压力pc可表示为式(19)形式。

实际接触面积Ac为

式中,A’为名义接触面积;η为峰元密度;β为峰元曲率半径;σ为综合粗糙度;E为复合弹性模量;*(s)为微凸体高度分布的标准概率密度分布函数。

4.4 数值求解方法

本文选取了活塞裙上顶面和下底面中心与气缸中心线的偏移量et和eb为计算参数。

雷诺方程中的油膜厚度与et、eb及其导数有关,而二阶运动方程右端又需要雷诺方程的求解结果,由此构成了关于et、eb的非线性二阶偏微分方程的初值问题。求解过程如下:

设柴油机转速n不变,将曲柄转一个循环所用的时间加以离散,假定前一时刻et(t-1)、eb(t-1)、已知,作为初值用有限差分法和迭代法求解平均Reynolds方程可求得油膜压力ph(y,θ),进一步则可得Fh、Ffh、Mh、Mfh,如式(20)~式(23)所示。

式中,A为总承载区面积,包括主推力侧和副推力侧;τ(y,θ)为平均剪应力。活塞型面上任意一点Rp值并非常数,其值为在柱坐标中该点到活塞轴线的距离。

根据微凸体接触模型,当有微凸体接触存在时,积分可得式(24)~式(27)。

至此,运动方程等号右边全部确定,二阶运动方程变成了关于加速度的线性方程组,采用高斯消元法进行求解,可得前一时刻的加速度值,进而求得当前时刻的速度及位移。依次迭代即可得到活塞二阶运动参数,其收敛条件如式(29)~式(30)。

选取t=0时刻作为迭代初始时刻,并假设et(0)=eb(0)=0,作为初值即可进行求解。

5 计算过程及结果分析

本文首先根据三个变量可能的取值进行了活塞动力学分析,获得冷态下最优活塞型线设计参数;而后对组合式活塞进行热负荷分析,得到温度场分布及结构变形,对活塞型线进行调整,重新进行热态条件下活塞动力学特性分析,计算结果如下。

5.1 活塞型线多方案动力学分析

计算规划:本文选取了三个Rp值,基于基础数据上下各浮动10%;选取了五个Ploc值,以活塞裙几何高度中点为基准,上下各依次调整一定的变化量;选取了三个D0值,分别为0.05、0.15、0.25mm。根据型线调整及离散化便利性,确定了型线方案1共45个算例,方案2共12个算例,方案3共6个算例。

通过活塞动力学分析得到活塞横向运动、最小油膜厚度、摩擦损失功等计算结果。图5~图7分别给出了型线1摩擦损失功、型线2最小油膜厚度、型线3活塞摆角计算结果示例。

分析可知:Ploc向下偏移,能够有效降低摩擦损失功,但同时会导致活塞稳定性变差;D0值越小,活塞横向位移及摆角越小,运行越稳定,同时摩擦功变化不大;Rp在±10%内变化对摩擦损失功影响不显著。通过对计算结果的分析,最终确定Rp=134.905mm,Ploc=128.5mm,D0=0.05mm。由此确定三条冷态活塞型线。

5.2 活塞温度场及热变形计算结果

建立三维有限模型对活塞进行温度场分析,为准确描述活塞顶的换热状况,采用离散算法计算活塞顶传热系数并进行施加,如图8所示。

将本活塞冷却油腔分为六个换热区分别设定传热系数,计算得到活塞顶燃烧室中心温度为265℃,最高温度出现在活塞顶燃烧室出口处,为392 ℃。采用硬度塞法对活塞顶温度场进行了测量,结果表明仿真误差在10%以内,如图9所示。

图10为活塞裙部温度场及热变形计算结果。由图10可知,活塞裙部温度至上而下逐渐变小,活塞裙部径向热变形呈现同一规律,裙部上缘变形最大为0.130mm,下缘约为0.086mm。据此裙部热变形结果对活塞型线进行修正。

5.3 考虑型线热变形的活塞动力学分析

由于活塞裙上部热膨胀量大,下部小,其热态型线中凸点位置较冷态工况下会向上稍微偏移,如图11所示。通过对活塞裙部数据的离散,确定Ploc从128.5mm变化至119.0mm。

缸套的变形量包括安装带来的变形和热负荷带来的变形量,会影响活塞配缸间隙。缸套的变形趋势如图12所示。

基于假设(3),选取对应活塞位于上止点附近和下止点附近的缸套变形作为活塞运动学计算的边界,将缸套热变形定义在0.137~0.191之间。

考虑了活塞型线热态变形及缸套变形后,对5.1节确定的三条冷态型线重新进行了活塞动力学和摩擦学分析。以型线3为例,冷热态活塞摆角结果如图13所示。接触结果见表1。表中,AST为活塞副承压面。

由计算结果可知:热态条件下,由于配缸间隙变大,使得活塞换向时摆角增大,活塞运动变得不稳定,进而导致活塞与缸套间将发生直接接触,并在接触处导致油膜减小甚至破坏,同时,由于Ploc上移导致摩擦损失功变大。

5.4 型线调整

根据以上计算结果确定调整方案:(1)冷态型线确定的Ploc已兼顾了活塞稳定性和摩擦损失功,为降低热态型线Ploc值,冷态型线的中凸点应进行调整。(2)接触发生时活塞均位于下止点附近,接触多数发生于型面与缸套下沿的接触点;因此,若使裙部下端适当向内收,将有效改进接触结果。据此,调整5.1 节所确定的三条活塞型线的Ploc值至0.137 75m,增大D0至0.15mm。型线调整后,以型线3 为例,冷热态活塞摆角计算结果如图14 所示。对比图13可以明显看出,在热态条件下活塞横向运动趋于平稳。

5.5 试验验证

选取型线3作为最终的活塞型线,所设计的活塞通过实机1 000h耐久性试验,拆检结果如图15所示。由图15可见,活塞裙表面和缸套表面运行情况良好,未发现异常磨损情况。

6 结论

(1)活塞型线受热变化对活塞二阶运动的稳定性有显著影响。

(2)型线中凸点位置对活塞动力学影响最大,向下偏移能够有效降低摩擦损失功,但向下偏移同时会导致活塞稳定性变差,并且该值在受到热变形影响后会发生变化。

(3)裙部上沿半径与裙部最大半径的差值对活塞横向位移及摆角具有较显著影响,其值越小活塞横向位移及摆角越小,活塞运行越稳定,但由于受到热变形的影响,该值对活塞与缸套的接触状况也有显著影响。

参考文献

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活塞动力学篇3

由于资源有限, 节能减排成为现阶段汽车发动机技术发展的重中之重。影响发动机燃油经济性的一个重要因素是摩擦功, 摩擦功损失占整个发动机机械损失的70%左右[1];因此降低摩擦功对提升发动机性能有着重要意义。进一步分析指出, 活塞是发动机的主要受功部件, 活塞与缸套的摩擦损失占发动机所有摩擦功的45%左右[1]。良好的活塞型线能保证活塞在气缸内的平稳运行和降低活塞对气缸的敲击力;更为重要的是, 通过对活塞型线的优化设计可以大幅降低活塞的二阶运动, 并且有效地减小活塞与缸套间的摩擦损失[2]。

文献[3-6]表明:活塞的结构参数对其摩擦功和二阶运动都有非常重要的影响。在建立起活塞组动力学模型的前提下, 采用优化算法对活塞的结构进行优化, 在寻求活塞设计参数最优值以降低活塞组的摩擦损失的同时保证活塞运行平稳度, 显得十分重要。为了能够准确计算活塞体的运动特性, 本文采用多体动力学的方法建立活塞组动力学模型;利用参数化的活塞型线设计, 模拟原机活塞组的运动及摩擦功状态, 结合试验数据进行模型的调试与匹配。本文在试验设计 (DOE) 方法的基础上分析活塞型线参数对活塞组摩擦和运动特性的影响, 然后利用遗传算法对发动机活塞型线进行了优化设计, 有效降低了发动机摩擦功, 同时提升了活塞的运行平稳度。

1 活塞动力学、摩擦学及遗传算法简介

活塞的运动与其摩擦特性相互联系并相互影响。要降低活塞组摩擦功, 首先需要建立准确的活塞组动力学模型, 分析活塞的运动情况, 然后再进行活塞组摩擦学分析。除此以外, 由于活塞型线优化设计用到了遗传算法, 文章也对其进行简单介绍。

1.1 活塞的二阶运动

活塞在运动过程中, 除了往复运动外, 还存在横向运动和绕活塞销的摆动, 此两种运动称为活塞的二阶运动。活塞的二阶运动情况直接反映活塞的运行平稳性, 也很大程度上影响着发动机的噪声、振动及摩擦状况。

如图1所示, 活塞所受到的作用力包括自身重力G、缸内气体压力Fgas、连杆通过活塞销的支撑力FCR、活塞当量环对活塞的作用力Fr、活塞与缸套间的油膜压力FOF、缸套对活塞的摩擦力fOF。根据牛顿第二定律所建立的活塞运动方程如式 (1) ~式 (3) 所示。

Z方向平动:

Y方向平动:

X方向转动:

式中, m为活塞质量;β为连杆与缸套轴线夹角;φ为活塞轴线与缸套轴线夹角;D为活塞公算直径;ay为活塞沿Y方向的加速度;I为活塞绕活塞销的转动惯量;Frz为活塞的作用力沿Z方向分量;Fry为活塞的作用力沿Y方向的分量;Gz为活塞重力沿Z方向分量;Gy为活塞重力沿Y方向分量;Mgas为气缸最高燃烧压力对活塞产生的转矩;MOF为油膜压力对活塞产生的转矩;Mp为活塞销作用给活塞的转矩;d、L分别为活塞质心和活塞中心面距活塞销中心竖直距离;ε1、ε2分别为气缸轴线与活塞销中心和活塞质心的水平距离。

由活塞运动学方程可以看出, 对活塞的二阶运动的求解, 关键是求得活塞与缸套间的油膜压力分布。但根据雷诺方程, 活塞与缸套间的油膜分布又由活塞的二阶运动和活塞型线所决定;因此, 对于这种因果关系相互耦合、相互影响的方程, 很难得出其解析解, 只能采用仿真方法, 通过仿真模型迭代求出其瞬态解。

1.2 活塞组的摩擦特性

对于活塞组的摩擦特性, 普遍采用Stribeck函数来描述, 其表达式如式 (4) 和式 (5) 所示。

摩擦方程:

摩擦系数:

式中, Ff为摩擦力;Fn为法向压力;f为比例因子;v为相对运动速度;A、B、C、D为相关参数, 对于不同的发动机类型, 有不同的参考值, 如表1所示。

由式 (4) 和式 (5) 可看出, 相比库伦摩擦, 该摩擦力不仅与法向力大小有关, 还与运动件摩擦表面相对运动速度有很大关系, 如图2所示。在相对运动速度较小时, 摩擦力随速度增大而减小;而当相对速度较大时, 则摩擦力随速度增大而递增。

1.3 遗传算法

遗传算法 (genetic algorithm) 是一种通过模拟自然进化过程搜索最优解的方法[7], 其计算过程流程图如图3所示。

2 模型建立

2.1 活塞组多体动力学模型的建立

活塞组多体动力学模型的建立采用AVL公司的Excite Piston&Rings软件。首先介绍活塞组动力学模型的主要输入参数及活塞型线构造方法, 然后用试验数据对模型进行了标定。

2.1.1 活塞多体动力学模型

本文采用直列四缸、自然吸气、VVT发动机, 排量1.2L, 缸径69.7mm, 行程79mm。活塞多体动力学模型主要包括活塞、活塞环、活塞销、缸套及连杆等模块, 如图4所示。

模型的主要输入参数可分为发动机运行参数和设计参数两大类。发动机运行参数包括转速、缸内压力和温度、活塞及缸套温度分布、润滑油黏温特性等;设计参数主要有缸套直径、行程、连杆长度、活塞销偏置量、活塞型线、活塞与缸套名义间隙等。

2.1.2 活塞型线构造方法

对于活塞型线设计, 构造方法有很多种, 包括线性构造方法、二次曲线构造方法及指数构造方法, 其中后两者的使用比较普遍[8]。这是因为, 大量的试验表明, 后两种方法构造的活塞型线能使活塞形成较为理想的油膜压力分布并有效降低活塞的二阶运动, 减小活塞组的摩擦功[9]。

通常, 在活塞的设计中, 活塞的型线都是由不同高度的径向缩进量确定。本文根据原机活塞型线的设计值, 分析其径向缩进量的特点, 最终选用了指数型线构造方法。活塞指数构造型线如图5所示。活塞裙部径向缩进量与活塞高度的方程式如式 (6) 所示。

式中, Sr为活塞型线径向缩进量;SCam、STop、SBot分别为配缸、顶端、底端间隙;zm—为活塞裙部高度;z1—、z2—分别为上端和下端指数曲线端点高度;t1和t2分别为下端和上端指数曲线指数系数。

根据原机活塞型线参数, 利用最小二乘法对t1和t2参数值进行拟合, 得出原机活塞的拟合指数曲线型线参数t1和t2的值分别为1.7和2.3。

2.1.3 活塞多体动力学模型标定

在活塞组多体动力学模型建立后, 首先试算冷态下的摩擦功, 即不考虑活塞和缸套在实际发动机运行工况下随温度的变形, 而将其设为常温, 这是因为倒拖试验是在发动机未点燃的状况下利用电机拖动进行摩擦功测量的, 所以冷态下的摩擦功计算结果即可认为与倒拖试验所得结果意义相符。然后利用Strip down倒拖试验得到的摩擦功数据对模型的Stribeck摩擦比例因子进行校核, 以此来标定活塞组模型。

标定好的模型可用于发动机实际运行工况 (热态) 的仿真模拟, 此时需要为发动机活塞和缸套设定实际工况下的温度值, 考虑其随温度的变形引起的型线变化, 进而导致摩擦特性的差异。

根据试验数据标定后的活塞动力学模型在冷态和热态下的摩擦损失与试验测得的倒拖工况摩擦损失结果如图6所示, 冷态仿真与倒拖试验的最大偏差为4.37%, 符合一般仿真要求。

2.2 活塞组多体动力学仿真结果

2.2.1 活塞组摩擦功结果分析

以发动机转速在最大功率和最大摩擦功时的6000r/min为例, 利用标定好的活塞组多体动力学模型进行仿真计算, 所获得发动机活塞组在实际的6000r/min工况下的摩擦损失曲线如图7所示。

活塞在运行过程中, 主要承载的区域为两侧的承压面 (TS) 和反承压面 (ATS) 。从图7可看出, 在上止点附近活塞开始换向, 主要承载面也由ATS侧换向TS侧, 而且由于发动机从点火 (0°CA左右) 到做功行程缸内压力比较大, 此时活塞TS侧的摩擦功明显增大;一直到下止点后排气冲程, 活塞发生二次换向, 主要承压面又由TS侧转向ATS侧, 所以在下止点后一段时间, ATS侧摩擦功又有明显增大。对于原机模型来说, 在6000r/min全负荷工况下, 活塞组总的摩擦平均有效压力 (FMEP) 为0.164 2MPa。

2.2.2 活塞组二阶运动结果分析

活塞的径向运动和绕销的摆动能够反映其二阶运动状况。图8和图9分别为6000r/min时活塞的径向位移 (RDOP) 和绕销摆动角度 (TAOP) 。

从活塞的二阶运动状况可以看出, 在气缸最高燃烧压力上止点后, 活塞的径向位移最大达到了0.068mm, 偏向TS侧, 超过了活塞和缸套的配缸间隙0.01mm, 而此时活塞的摆动也比较厉害, 摆角达到了0.288 7°, 这说明活塞与缸套之间产生了很大的压力, 使活塞发生弹性变形, 增大了接触面积, 这也是摩擦功在该时刻明显增大的另一个原因。

综上所述, 基于多体动力学的活塞组模型可以得出活塞的二阶运动情况和摩擦功情况, 为分析和设计活塞的型线提供有效工具。

2.3 活塞型线参数相关性分析

为了分析活塞裙部设计参数与设计目标的相关性和灵敏度, 采用了拉丁超方采样 (Latin hypercube sampling) 试验设计 (DOE) 方法[10]。

如图5所示, 对于本文采用的指数曲线活塞型线, 将决定活塞型线的参数SCam、STop、SBot、作为5个设计变量, 分析其与设计目标活塞摩擦平均有效压力、径向位移和绕销摆动角度的相关关系。

本文采用LHS方法得到的150个设计点, 同时手动选取五维空间的32个顶点及1个中心点, 总共183个设计点。

仿真结束后, 可以得出设计变量与设计目标的相关矩阵 (correlation matrix) 。由相关矩阵可以表示出各设计变量和设计目标之间的相关性:数值绝对值越接近1说明相关性越高, 越接近0则相关性越低;另外, 正值表示正相关, 负值表示负相关。本文根据DOE方法所获得的相关性矩阵如图10所示。

从图10相关性矩阵可以很明显的看出, SCam与FMEP和RDOP的相关性很高, 其中SCam与FMEP负相关, 意味着FMEP随SCam增大呈减小趋势。而SCam与RDOP和TAOP都呈正相关, 意味着RDOP和TAOP随SCam增大呈增大趋势。所以, 在优化活塞型线以降低活塞组摩擦功时, 必须同时考虑活塞的二阶运动情况, 不能一味地为降低摩擦功而导致活塞二阶运动过大, 发生敲缸甚至拉缸的现象。

此外, STop与TAOP也呈很高的正相关性, 对活塞的二阶运动也有很大影响。这也证实了活塞型线设计好坏对于活塞组摩擦功和活塞二阶运动平稳性有很大的影响, 有进一步优化的空间和必要。

3 基于遗传算法的活塞型线优化设计方法

3.1 型线优化设计

对于活塞型线的最优化问题, 以摩擦功最小化为目标, 以活塞径向位移和活塞绕销摆角不大于原机原始值为约束, 同时考虑活塞实际的尺寸约束, 选用遗传算法进行最优解的搜索。遗传算法的参数如表2所示。

经过优化, 得出活塞型线的最优解, 以及优化前后活塞型线参数及摩擦功如表3所示。

由于优化只是针对6000r/min的工况进行的, 该组设计方案能否满足要求, 还要看在其他转速工况下该组设计变量能否减小摩擦功耗, 降低活塞二阶运动。图11~图13为优化后活塞型线在各转速下的摩擦功及最大活塞径向位移和最大绕销摆角的变化曲线。

由图11~图13可以清楚看出, 虽然优化是基于6000r/min进行的, 但得到的最优设计变量在其他各转速也均可以提升活塞摩擦性能和运动平稳性, 只是不同转速下提高程度不同。摩擦功减少比例在6000r/min时最高, 达到了20.46%, 在其他转速也都达到了10%以上, 总体上经过优化可以平均减少14.43%;而活塞径向位移平均减少12.12%;绕销摆角平均减小39.13%。

3.2 优化结果验证

由相关性分析可知, 活塞型线参数中SCam是与摩擦功相关性最高的变量, 为了验证优化结果的可靠性, 本文中单以SCam为变量, 使其在优化值周围取值, 活塞型线其他参数取已优化值, 进行灵敏度分析, 以此考察在发动机6000r/min全负荷工况下活塞摩擦功和活塞二阶运动情况。图14和图15为对活塞型线优化值的分析结果。

从图14和图15可看出, 活塞摩擦功随SCam增大而减少, 当SCam取值小于优化值 (图中圆圈所示位置) 时, RDOP和TAOP均小于约束值 (图中虚线所示位置) , 所以SCam理应越大越好, 以使FMEP最小;但当SCam取值超过优化值时, 虽然FMEP依然有所减小, 但减小幅度明显变小, 而RDOP却继续加大超过了原始值, TAOP增大很快, 这意味着活塞的二阶运动加剧。

综上所述, 在以活塞摩擦功为优化目标, 以活塞径向位移和绕销摆动角度小于原始值的前提下, 优化结果较为理想, 并且其可靠性也由灵敏度分析所验证。

4 结论

(1) 针对发动机转速6000r/min工况对活塞型线优化后, 发动机活塞组摩擦功可降低20.46%。

(2) 活塞型线优化后明显改善活塞二阶运动, 可使活塞径向位移平均减小12.12%, 绕销摆角平均减小39.13%。

(3) 在特定工况点 (6000r/min) 对活塞型线进行设计优化, 而其优化结果对于其他转速下活塞摩擦特性也有明显的改善效果, 活塞摩擦功在整个发动机转速内平均减少14.43%。

参考文献

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[8]AVL.EXCITE user Manual-EXCITE piston rings theory[S].AVL, 2010.

[9]陈传举.内燃机活塞裙部型面设计[M].北京:机械工业出版社, 2006.

活塞动力学篇4

关键词：隔膜泵,动力端,结构优化

隔膜泵是20世纪70年代在工业发达国家发展起来的适用于固体和液体两相介质输送的理想设备[1],是在往复式活塞泵基础上,增加隔膜室演变而来,实现了输送介质与活塞的隔离,从而创造了一项全新的先进输送技术和设备。它既具有活塞泵能输送高扬程、高浓度、高温度和高碱度的优点[2],更具有隔膜泵本身耐高磨蚀、易损件寿命高、维修简便、连续运转效率高、运行成本低、高效节能环保等新特点。

隔膜泵工作原理如图1所示,以三缸单作用隔膜泵为例,电动机通过传动系统带动三拐曲轴、连杆、十字头,使旋转运动转为直线运动,带动活塞做往复运动。当活塞向左运动时,活塞借助油介质将隔膜室中隔膜吸到左方向,借助矿浆进料压力打开进料单向阀,吸入矿浆充满隔膜室。当活塞向右方向运动时,活塞借助油介质将隔膜室中隔膜推至右方向运动,同时打开出料单向阀将矿浆排到泵外。由于矿浆不接触活塞等运动部件,减少了这些部件的磨蚀。同时,通过设置灵敏、可靠的检测自动化系统,保证了橡胶隔膜的长寿命,成为高磨蚀、高浓度固液两相介质矿浆管道化输送的理想设备[3]。

隔膜泵从结构上讲一般由传动系统、动力端、液力端、自动控制系统、液压辅助系统、进出料补偿系统组成。传动系统由电动机、齿轮传动副和曲轴连杆组成,起到传递动力的作用。设备动力端是将传动系统提供的旋转运动转变为活塞的往复运动,结构由主动齿轮轴和大齿轮、曲轴、连杆、十字头、连杆、轴承等组成。液力端结构由活塞缸、隔膜室、阀箱、进出料管组成,其功能是完成矿浆的输送,即将动力端传送过来的机械能转换为流体的压力能。

在近十几年内,隔膜泵输送固体和液体两相介质的流量、压力、温度、耐磨蚀性等技术参数得到了长足的发展,满足了黑色、有色、化工、建材、煤炭、电力等行业内对高磨蚀固一液两相介质输送的工艺要求,得到广泛的推广应用,促进了上述工艺技术的进步,导致了对隔膜泵的需求。另一方面,由于隔膜泵的自动化程度、连续运转率、运行成本等技术指标超过或明显优于其它往复泵,成为其它往复泵在这类工艺系统中的替代产品。该类型泵的设计、制造涉及机械、电子、液压、橡胶等多学科技术,技术复杂。同时,隔膜泵是所在工艺系统的心脏设备,对其运行的可靠性有很高的要求。

1—活塞;2—活塞缸;3—隔膜;4—出料单向阀;5—隔膜室;6—进料单向阀

图2是隔膜泵的传统结构示意图,看出此类隔膜泵的动力端由以下几部分组成:1箱体、2主动齿轮轴、3齿轮副、4三拐曲轴、5十字头、6连杆、7介杆等,同时还有固定这些零件的轴承、螺母、螺栓构成了传统动力端。

隔膜泵目前在国内各个行业都得到了广泛应用,在一些特殊领域,例如煤化工和氧化铝生产工艺系统上,对设备的可靠性有着很高的要求。在传统动力端结构隔膜泵的使用过程中,由于设备动力端故障在国际和国内都已经出现了现场事故:中铝河南分公司第三管道化车间氧化铝溶出系统引进了荷兰GEHO单机流量320m3/h、工作压力12.5MPa的隔膜泵,动力端为三拐两支撑结构,2007年在设备使用过程中就曾出现过由于三拐曲轴在运转过程中变形量过大,而导致的连杆轴承受力不均而导致轴承损坏,停产近1个月,第三管道化车间年生产能力为20万吨氧化铝,当年1吨氧化铝的利润近2000元,造成的直接经济损失近3000多万元;2010年广西华银铝业有限公司引进的德国FELUWA隔膜泵(单机流量200m3/h,工作压力16MPa)发生了曲轴断裂事故,由于进口设备备件生产周期长,运输不便利,尤其是三拐曲轴这种关键零件,预计修复期在半年以上,经济损失非常大。

通过上述两个例子可以看出,作为各个生产工艺系统的核心设备,隔膜泵设备一旦出现故障造成的危害也是非常巨大的,随之而来的就是对设备使用现场人员人身的伤害和企业利益的损失。所以在结构方案选择和制订上要本着安全可靠原则,尤其是针对以往的结构进行新的改进时,要对新结构的优缺点和改进后设备运行可靠性要做出充分的分析和论证。

图示结构改进设计后的动力端取消了齿轮轴、齿轮副等零部件,减少机械零件的数量就意味着减少了故障点,机械设计就是以简单可靠为原则,同时零部件数量的减少也意味着维修检护量的降低,对于节约维修成本有着较好的成果。而用三段小曲轴通过花键联接的方式替代整体三拐曲轴,首先很大程度上降低了曲轴毛坯费用,其次降低了曲轴加工制造的难度,整体曲轴是需要专用加工设备才能完成的,而单个小曲轴的加工过程很多普通机架设备都可以完成,通过花键联接后,再对花键联接处用支撑座加以支撑固定,大大提高了安全系数。根据国内大学失效分析网点强度分析的结果,同等使用工况的前提下,同等轴颈的曲轴在曲轴中部加两个支撑点后(即三拐四支撑)的安全系数是两支撑的4～5倍。

取消齿轮副后,相关速比分配给减速机完成,目前中色泵业的减速机采用德国SEW或弗兰德公司产品,售价只与减速机额定功率有关,而与速比无关,所以原本的齿轮副制造成本被节省;采用三段小曲轴通过花键联接的方式后,相对于整体三拐曲轴的制造成本也会降低,保守估计平均一台中型隔膜泵能节省15～20万元。

随着我国经济持续增长,国内的矿山、有色、化工等领域不断发展壮大,其中用于矿浆输送、氧化铝溶出、化工反应炉喂料等方面的对隔膜泵的需求不断增大,据北大纵横咨询公司做的隔膜泵市场分析预测,目前国内各个行业对隔膜泵的需求在每年100台左右,而且呈逐年上升趋势,预计到2015年,国内的隔膜泵市场需求产值会达到15亿元左右,按照这个市场预测,每年由于隔膜泵采用动力端新结构节省的资金就会在1500～2000万元。

参考文献

[1]张丽君,梁毅.我国隔膜泵实现新突破[J].中国冶金报,2003(10).

[2]金元善,赵振华.油隔离泥浆泵[M].北京:冶金工业出版社,1983.

活塞动力学篇5

碳氢燃料的能量密度较高,基于碳氢燃料燃烧的微型动力系统受到广泛关注,如文献[1]对微型摆式发动机进行了研究,文献[2]研制了世界上最小的燃气轮机,文献[3]最早提出了微型三角转子式发动机的概念等。自由活塞式发动机结构简单,没有曲柄、飞轮等旋转运动部件,其活塞运动规律不受机械部件的限制,能量转换效率高,近年来引起科研人员高度重视[4,5,6]。对微自由活塞发动机的研究较多,如:文献[7]建立了零维模型对着火燃烧过程进行了热力计算与分析;文献[8]对自由活塞发动机关键设计参数及其性能进行了仿真优化研究;文献[9]对二冲程均质充量压燃(homogeneous charge compression ignition,HCCI)自由活塞式内燃发电机进行了仿真等。然而,在微动力装置实际加工制造过程中,自由活塞与微燃烧室内壁面之间的间隙是不可避免的,间隙会影响均质混合气体在自由活塞压缩与膨胀行程中的泄漏量,从而影响微动力装置的动力输出,因此间隙大小是微动力装置设计与制造过程中不可忽略的重要参数之一。目前,大部分研究工作中未详细探讨泄漏间隙对微压缩燃烧过程产生的影响。本文中通过数值模拟计算,研究了不同泄漏间隙对微动力装置工作过程的影响,从而为微动力装置的设计提供一定的理论依据与定量数据。

1 计算模型建立与试验验证

1.1 微自由活塞动力装置工作原理

图1为对置式自由活塞发动机工作原理图。混合气进入气缸内,当活塞接近一侧上止点附近,混合气温度上升到自燃点时,该侧缸内燃料实现压缩着火燃烧,气体最高燃烧压力推动活塞反向运动,进行膨胀做功行程,另一侧气缸则进行扫气和后续的压缩行程,待缸内均质气体压缩着火燃烧后将活塞推回。两侧气缸内气体燃料的交替压缩着火,使得自由活塞进行连续的往复运动,再采用直线电机产生电能,实现能量转换。

1.2 物理模型

目前,对微动力装置的研究处于基本理论探索阶段,还没有成熟的理论可以借鉴。本文中简化了研究对象,首先针对单气缸单次冲击压缩着火过程进行研究,其数值模拟计算对象主要由自由活塞与微燃烧室组成,微动力装置燃烧室区域的物理模型如图2所示。数值模拟计算区域是一个圆管区域,其中T∞为环境温度,p∞为环境压力,Yk(x,y,t)为组分浓度,T(x,y,t)为缸内温度,p(x,y,t)为缸内压力,δd为活塞与燃烧室之间的间隙,m为活塞质量。

运动过程中考虑活塞只受燃气作用力,活塞运动方程如式(1)所示。

式中,p、p0分别为燃气和大气绝对压力;Ap为活塞横截面积。

1.3 数学模型

1.3.1 质量守恒方程

式中,t为时间;ui为流体在xi方向的绝对速率;xi为笛卡儿坐标,i=1,2,3;ρ为流体密度;sm为质量产生源。

1.3.2 动量守恒方程

式中,τij为应力张量;si为动量产生源相;uj为流体在xj方向的绝对速率;ut为流体在切向的绝对速率。

1.3.3 能量守恒方程

式中,e为单位质量流体所具内能;qi为xi方向的能量通量;sh为能量产生源。

1.3.4 组分方程

式中,Fm,j为扩散流量;sm为组分的质量产生或分解速度;Ym为混合组分m的质量分数。

1.3.5 泄漏模型组分方程

自由活塞与微型燃烧室内壁面存在一定的间隙,混合燃气泄漏现象不可避免,假设间隙中混合气的流动为准一维等熵流动,则泄漏质量流率如式(6)所示。

式中,A为活塞与气缸壁面间隙面积;g为混合气比热容;γ 为比热比;p、T分别为燃烧室内压力和温度;m1为燃气泄漏量。

对于某一组分i,其泄漏量m·i1如式(7)所示。

1.3.6 传热模型

微型燃烧室内的压缩燃烧仍然遵循宏观传热规律,并且以热传导为主要的传热方式,针对本研究的物理模型,单位时间单位质量的热损失率如式(8)所示。

式中,为单位时间中系统的吸热量;As为微燃烧室面积;V为微燃烧体积;my为气体质量。

1.4 网格模型

如图2所示,自由活塞与微燃烧室内壁面之间的间隙,随着自由活塞进行压缩与膨胀做功而一起运动,它是一个运动的压力边界。为了解决这个问题,将间隙等量移至微燃烧室的另一端。在计算过程中,设置间隙区域为大气压力边界,同时对微管壁面进行了网格细化,此时模型网格总数为37 296。如图3所示。

微燃烧室内HCCI燃烧过程数值模拟难点在于将微燃烧室内混合气体压力的变化与自由活塞运动相互耦合,自由活塞运动规律不能预先设定,由运动过程中混合气压力变化而决定。本文采用Fluent软件,外部导入udf文件,并通过import文件接口将详细化学反应动力学机理与运动边界的压缩燃烧过程相耦合,udf文件中设定在一个极短的时间内给定运动边界一个作用力,为自由活塞提供初速度。

1.5 试验与模型验证

根据单气缸单次压缩着火过程及原理,建立了可视化试验平台,试验装置示意图如图4 所示。试验装置包括:由氮气瓶与气动装置组成的驱动系统,其作用是提供自由活塞一定的压缩初始速度;由燃料瓶、高压氧气瓶、质量流量计及控制器组成的燃气预混系统,使气体燃料以一定的当量比充入微燃烧室内;由高速数码相机及数据采集仪组成的数据采集系统,用来捕获压缩燃烧过程图片;由高硼硅玻璃加工而成的可视化微燃烧室,其为整个试验装置的核心部件。

为了研究微尺度燃烧室内HCCI燃烧过程,试验中设计了体积较小的微燃烧室,直径在3~5mm之间,长度在20~50mm之间。试验过程中微燃烧室长度是指活塞端面到微燃烧室底部的初始距离。为了研究微动力装置冷启动过程,混合气体初始温度和压力分别为环境温度和压力。由于均质气体在微小空间里着火燃烧,最高燃烧压力比较大,为了避免试验过程中最高燃烧压力过大而导致高硼硅玻璃燃烧室破裂,造成试验值的误差,试验中当量比选用0.5,以降低混合气体的燃烧热值和最高燃烧压力。

试验中通过氮气瓶调节输出压力,使气动装置以不同的冲击压力驱动撞针,撞针冲击自由活塞,活塞获得初速度压缩混合气体;均质气体在被压缩的过程中,随着体积不断减小,压力和内能增加,达到自燃点时,气体燃料燃烧,温度与压力值急剧上升,气体进入膨胀行程,活塞返回至原点时单次冲击压缩燃烧过程完成。通过高速数码相机,可以清晰地观察整个燃烧过程。图5为不同初始条件下,微燃烧室内均质气体压缩燃烧过程中未着火型式、临界着火型式和完全着火燃烧型式三种典型着火燃烧型式。

为验证计算模型的正确性与可靠性,根据单次冲击可视化试验的试验工况进行相应的数值模拟。对于微燃烧室,长度为35mm,直径为3.00 mm±0.002mm,自由活塞初速度为30m/s,初始温度为300K,初始压力为0.1MPa,可燃气体为甲烷,当量比为0.5。图6为试验、无泄漏模型与泄漏模型三种情况下自由活塞位移曲线。从图6可以看出,试验结果与泄漏条件下自由活塞位移曲线基本保持一致,无泄漏条件下自由活塞位移曲线斜率较大,原因是膨胀做功比在泄漏条件下多,膨胀速度较大。由此可知,本模型能较准确地模拟微型燃烧室内HCCI燃烧过程。

2 计算结果与分析

2.1 不同间隙对微压缩燃烧过程的影响

为了研究泄漏间隙对微动力装置工作过程产生的影响,数值模拟中其他条件不变,只改变间隙大小。数值模拟计算初始条件见表1。其中,间隙大小为0时即为无泄漏条件。

在上述条件下,微燃烧室里混合气体均发生了压缩着火燃烧。图7为不同泄漏间隙条件下,自由活塞运动速度和位移随着时间变化的曲线情况。如图7(a)所示,不同间隙大小条件下,自由活塞压缩阶段的速度变化曲线基本相同,但随着间隙大小的增大,自由活塞返回的最大末速度不断下降,微动力装置动力输出性能持续下降,当间隙大小为8μm时,自由活塞返回的末速度比初速度小,在该条件下微动力装置将无法连续循环工作。如图7(b)所示,不同间隙大小条件下,自由活塞压缩阶段的位移变化曲线基本相同,但随着间隙的增大,自由活塞膨胀返回的时间增加,导致单次做功周期增加,影响微动力装置的工作频率。综上可知,泄漏间隙的存在主要对微动力装置膨胀做功过程产生影响。

图8为压缩比、着火时刻及单次压缩着火周期的变化情况。不同间隙条件下,压缩比随着间隙的增大而急剧增加,间隙为0时压缩比为206,间隙为8μm时压缩比增至407。这是因为,在自由活塞压缩行程中,混合气体沿着间隙从微燃烧室内泄漏出去,导致微燃烧室内剩余可燃气体减少,间隙越大,混合气体泄漏量越大,因此压缩比随着间隙增大而增加。可燃混合气体在压缩行程中泄漏,导致混合气体压缩着火燃烧膨胀做功能力减小,自由活塞获得的动能减小,膨胀返回时的速度随着间隙大小的增大而不断减小,膨胀行程所需时间增加,从而导致单次压缩着火周期增加,但着火时刻点基本相同,间隙大小对压缩着火之前活塞速度与位移变化的影响不大。

通过以上分析可以得出,间隙导致可燃混合气体泄漏,主要对膨胀过程产生影响,在微动力装置设计过程中,应尽量减小间隙。

2.2 不同间隙下动力输出性能评价

由于单次压缩着火周期时间短,仅为2~3ms,计算模型中简化了微燃烧室壁面传热及自由活塞摩擦做功,因而微燃烧室内混合气体燃烧释放的化学能主要作用于自由活塞,使之膨胀返回做功,速度不断增加,自由活塞末速度的大小决定了自由活塞末动能的大小,是表征微动力装置动力输出性能好坏的重要参数指标。而间隙的存在影响自由活塞返回末速度的大小,进而影响微动力装置的动力输出性能。为了研究不同间隙大小对动力输出性能的影响规律,提出一无量纲参数,即自由活塞动能增比kΔE,如式(9)所示。

式中,v1、v2分别为活塞初速度与末速度;E1、E2分别为活塞初动能与末动能。

微燃烧室直径为3mm,长度为20mm,活塞质量为0.83g,活塞初速度为分别为15、16、17、18、20及25m/s,气体燃料为甲烷,当量比为0.5,混合气初始温度为300K,初始压力为大气压力,泄漏间隙分别选0、2、4、6、8μm。图9为自由活塞不同初速度及不同间隙条件下,自由活塞动能增比的变化情况。其中,活塞初速度为15、16、17m/s时,混合气体均未着火;活塞初速度为18、20、25m/s时,混合气体均发生了压缩着火。

如图9所示,自由活塞初速度为15、16、17m/s时,混合气体未压缩着火,只发生体积压缩及膨胀过程,不发生化学反应;因此,间隙大小为0,即无泄漏条件下,活塞返回的末速度与初速度相等,自由活塞动能增比约为0;随着间隙的增大,混合气体泄漏量增多,导致剩余混合气体压力值降低,混合气体对自由活塞的膨胀做功能力减小,因而活塞返回的末速度比初速度小,自由活塞动能增比为负值。当自由活塞初速度增加至18m/s时,混合气体压缩着火,燃烧释放的化学能使得自由活塞在返回过程中动能不断增加,间隙大小为0时,动能增比约为125%,随着间隙的不断增大,动能增比不断减小,当间隙大小为8μm时,动能增比约为28.5%。随着活塞初速度的进一步增加,混合气体均能压缩着火,但相同间隙大小条件下动能增比却不断减小。这是因为自由活塞初速度增大,压缩比增大,活塞压缩气体程度增大,压缩行程中混合气泄漏量增多,剩余混合气体减少,着火燃烧释放的化学减少,从而导致活塞动能减小,动能增比持续下降。当自由活塞初速度为25m/s、间隙大小为8μm时,尽管混合气体发生压缩着火,但自由活塞的末速度却小于初速度,动能增比却为负值,此时微动力装置将无法正常循环工作。

综上可知:在微动力装置的设计过程中应尽量减小间隙;同时,在混合气体能够压缩着火的条件下,应尽量减小自由活塞初速度,以保证微动力装置的动力输出性能最佳。

2.3 不同间隙下临界压缩着火条件的变化

相同间隙大小临界压缩着火条件下,动力输出性能最好。为了确保微动力装置动力输出性能最佳,计算得出不同间隙条件下的临界压缩着火条件比较有意义。影响微动力装置混合气体压缩着火的条件有许多,如:自由活塞质量与初速度,微燃烧室几何尺寸,混合气当量比,压缩比等,所有参数均影响压缩比的大小,而压缩比直接影响混合气的压缩程度,是决定混合气体能否压燃的重要参数。为了得出临界压缩着火条件,本文中分别对微燃烧室直径为3mm,长度分别为20、30、40mm,间隙大小分别为0、2、4、6、8μm,不同压缩比条件下混合气体压缩着火过程进行了模拟计算。自由活塞质量为0.83g,气体燃料为甲烷,当量比为0.5,混合气初始温度为300K,初始压力为大气压力。

通过大量计算得出不同间隙条件下压缩比与混合气体压缩着火的关系,如图10所示。从图10(a)中可以看出,压缩比可分为三个区域,即压缩比大于48.7时为着火区域,此时混合气体能够完全压缩燃烧;压缩比在47.9~48.7之间时,微燃烧室里有微弱火焰产生,但不发生完全燃烧,称为临界着火区域,压缩比值称为临界压缩比εc;当压缩比低于47.9时,混合气体不能够压缩着火,为未着火区域。比较图10(a)~图10(e)可以看出,微燃烧室的长度对临界着火条件的影响不大,当压缩比大于临界压缩比值后,混合气体均能压缩着火。但随着间隙大小的增加,临界压缩比εc不断增加,见表2。在微燃烧室直径为3mm的微动力装置设计过程中,各种参数的综合选择应确保压缩比值略大于临界压缩比,从而确保混合气体能够可靠压缩着火,增强微动力装置动力输出的稳定性。

3 结论

(1)间隙大小直接影响微动力装置均质压缩燃烧过程。相同条件下,间隙越大,活塞膨胀末速度越小,压缩着火周期越长。

(2)微动力装置动力输出性能与间隙大小直接相关,间隙越大,自由活塞动能增比越小,动力输出性能越差;相同间隙大小,在混合气体能够压缩着火的前提下,自由活塞初速度越小,微动力装置动能增比越大。

(3)针对微燃烧室直径为3mm的微动力装置,获得在不同间隙条件下的临界压缩比,并且发现临界压缩比大小随着间隙的增大而增大。

(4)临界压缩比是微自由活塞动力装置设计中的重要参数,为获得稳定的动力输出,自由活塞初动能的大小必须使得实际压缩比大于临界压缩比。

参考文献

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活塞动力学篇6

在活塞气环装配系统的研制过程中, 对活塞气环在装配过程中的运动力学分析与仿真是研制过程的重要的环节之一。对活塞气环在装配过程中开口一致性运动力学分析与仿真分析, 能够优化装配方案, 为活塞气环装配系统的研制提供了数据支持, 奠定了良好基础, 。

2. 装配过程中活塞气环开口排列顺序的运动力学分析

2.1 开口一致性分析

活塞气环排列开口一致时, 扩张方向一致, 环与环之间的相对摩擦极小, 假设装配头只对一个活塞气环进行扩张装配, 在扩展过程中张开的活塞气环的尺寸为L′, 自由状态下开口尺寸L, 对每一种活塞气环来说, 它的扩张应力均需校核, 本活塞气环采用的扩张应力校核公式如下。

式中:σ—扩张应力;D—活塞气环扩张后的内径 (为便于后面的动力分析, 现取60mm) ;a—活塞气环厚度;E—活塞气环环材料的弹性模量[1,2]。

下面则对活塞气环开口排列一致时进行动力分析, 假设:多个活塞气环开口排列一致, 活塞气环逐渐向上扩张, 在扩张过程中活塞气环内表面与装配头的外表面充分接触, 在扩张过程中环与环之间的相对变形量极小, 可以忽略不计。设定活塞气环的内径是d, 装配头的锥度是θ, 活塞气环的开口是Z, 活塞气环沿着装配头扩张过程中的摩擦系数是μ, 活塞气环沿着锥度逐渐扩张中竖直向上的扩张速度是ν, 则经过时间t后, 推导出活塞气环的负载F随t变化的动力方程, 受力分析如图1所示。

以t秒为参考对象, 经过△t后, 推导出△N的表达式为:

式中:△S表经过△t后活塞气环与锥度接触面积的增量。

推导出活塞气环的扩张应力:

推导出系统负载的动力方程, 推导出的动力方程如下:

式中:E——环材料的弹性模量, D——环的外径, a——环的厚度, κ——常数。[3—4]

下面以CG125活塞气环 (二) 为例进行分析, 活塞气环材质为球墨铸铁, 活塞气环基本直径为56.5mm, 环高为1.2mm, 径向厚度为2.4mm, 自由开口为6.5mm, 抗弯强度>1300MPa, 弹性模量为1.5×105~1.7×105MPa, 活塞直径为56mm。我们通过Simulink对这个运动力学方程进行仿真分析[5], 分析结果如图2所示。

2.2 开口不一致性分析

活塞气环排列开口不一致时, 假定相邻的活塞气环开口方向刚好反向对齐排列, 在扩张过程中环与环之间的相对变形量为δ, 设定活塞气环的内径是d, 装配头的锥度是θ, 活塞气环的开口是Z, 活塞气环沿着装配头扩张过程中的摩擦系数是μ1, 环与环的摩擦系数为μ2。

假设顶升装置对活塞气环的初始力为Fa, 假设第二个活塞气环阻碍上一个活塞气环的约束力是q, 则负载:

从这个式子可以看出, 顶升装置对活塞气环的初始力必须增大到Fa′, 否则活塞气环不能继续扩张, 以此类推, 活塞气环能继续向上扩张需要的负载为:

上述式子表示活塞气环是不可能继续扩张的, 但是这显然是不成立的, 由此我们提出假设:在活塞气环排列不一致时, 在活塞气环的扩张过程中, 环与环之间必定存在一个最大的约束力。

通过对活塞气环装配扩张过程中活塞气环开口排列顺序不一致的分析中, 我们可以得出结论:如果在装配扩张过程中活塞气环开口排列顺序不一致, 那么必将会导致负载的急剧增加。

因此, 选取活塞气环排列开口一致同向扩张的装配方式能大大降低负载。

3. 机械传动系统的动力分析

通过活塞环一致性排列装配产生的负载可以确定伺服电机需要提供的最小扭矩, 为选定伺服电机的型号提供依据, 机械传动系统与负载的关系如下:

式中:i——同步带的传动比, 准——滚珠丝杠副的螺纹升角, ρ——滚珠丝杠副的摩擦角, d2滚珠丝杠的内径, 其他参数同上。推导出的伺服电机的扭矩M与时间t的运动力学方程式为:

同样以CG125D活塞气环 (二) 为例进行分析, 结果如图3所示:

4. 结语

活塞动力学篇7

活塞杆是减振器的重要组成部分,在工作过程中承受交变的轴向力和侧向力。因此,活塞杆的力学性能要求比较高。

除了先进的生产工艺、现代化管理能提高活塞杆的力学性能,使用方便、精度高、稳定性好、效率高的检测系统也能提高其力学性能。汽车悬架减振器活塞杆弯断力学性能测试系统是针对汽车减振器活塞杆三点弯曲直至断裂的测试软件,其采用可控的数据采集处理、人机对话式操作,操作方便、测试精度高。

2 测试系统的主要技术参数

测试系统匹配相关硬件后,可实现的主要技术参数如下:

①减振器活塞杆试样直径≤φ28,力传感器量程为10t,即最大弯曲力≤100KN。若活塞杆直径>φ28,则更换力传感器,并重新标定力传感器。

②活塞杆弯曲最大挠度≤45 mm。

③位移传感器精度:0.1级,位移传感器型号:ASKX-81,量程:±25mm。

④力传感器精度:0.1级,力传感器型号:NS-WL1,量程:10t。

⑤数据采集:精度16位,数据采集卡型号NI PCI-6220 (或NI USB6009,14位精度)。

3 测试系统工作原理

测试系统参照标准《GB/T14452-93金属弯曲力学性能试验方法》,采用三点弯曲方式对活塞杆原料的横截面施加弯曲力直至断裂,试验主要测定活塞杆屈服弯曲力Fpb0.03、屈服弯曲极限φpb0.03、最大弯曲力Fbb、抗弯强度σbb、最大挠度fbb、指定挠度处的弯曲力Fx、指定弯曲力处的永久变形FA。活塞杆的弯曲力—挠度曲线如图1所示。

L-跨距;Fbb-最大弯曲力;Fpb0.03-规定非比例弯曲力;fbb-最大挠度;d-试样直径

4 测试系统硬件

测试系统由硬件部分包括:加载系统、传感器(力传感器、位移传感器)、信号调理模块、数据采集卡和电脑。其工作原理为:液压加载系统对活塞杆施加弯曲力,使其产生弯曲变形,通过力传感器,将弯曲力转变为电压信号,并且经过信号调理模块调理放大;同时位移传感器将挠度的变化量转化为电压信号,两组信号一起输入数据采集卡。数据采集卡经过A/D转换,输入计算机,利用测试系统的软件部分进行数据的处理、分析和计算并储存和打印。

5 测试系统软件

5.1 软件结构框架。

(如图2所示)

5.2 前面板(测试面板)

测试系统的前面板如图3所示。

5.2.1 输入参数

在数据采集前准确输入跨距,数据采集后,根据Ls (mm)和试样直径d (mm)计算结果。若发现参数错误,单击“参数修改”按钮,系统将重新计算。

5.2.2 主控制按钮

包括自检、数据采集、标定、保存、打印、传感器清零、停止采集、压断去尾线、读取、程序停止。

(1)自检

自检界面通显示过一曲线和一曲线和传感器的标定参数,判断位移传感器和力传感器的信号能否被采集到,但不能判断采集的参数是否准确。

(2)标定模块

实现力传感器和位移传感器的标定功能。

(3)清零模块

清零模块实现力传感器和位移传感器清零功能。将试件安放到支撑滚柱上,调整试验机移动横梁将试件压住,当活塞杆接触到压头表面,且未被施加弯曲载荷时(预压力小于50N),在主界面单击传感器清零按钮,将力传感器和位移传感器清零。

(4)数据采集

操作人员一边控制液压加载旋钮,一边监视显示器上的“试验速度mm/min”的速度值。随着活塞杆被压弯,速度值发生改变,一般试验速度应为2mm/min,速度的保持是通过调整手动控制加载力旋钮来实现。在观察速度的同时观察主界面显示的弯曲力-挠度曲线,该曲线将随加载的进行逐渐延伸。活塞杆被压断,数据采集将自动结束。若试验要求活塞杆不断裂,则需要单击主界面的“停止采集”按钮,如图4所示。

(5)压断去尾线

尾线的去除方式有3种:最大挠度去尾线(弯曲力-挠度曲线将从最大挠度处断裂)、突变去尾线(根据压断过程中的弯曲力与挠度的变化突变去除尾线)和指定挠度去尾线(在指定的挠度处将弯曲力-挠度的尾线去除)。

(6)存储模块

实现功能参数(输入、输出参数以及环境参数)的存储功能。

(7)读取模块

实现把存入功能参数读出并显示的功能。

(8)打印模块

包括中文打印和英文打印,即将各个功能参数写入实验报告,并输出打印。

5.2.3 数据输出

数据输出有7个参数:其中规定非比例弯曲力Fpb0.03 (KN)、最大弯曲力Fbb(KN)、最大挠度fbb(mm)、规定非比例弯曲应力σpb0.03 (MPa)和抗弯强度σbb (MPa)为测试后自动计算结果。

数据输出中的挠度处弯曲力Fx (KN)为测试后根据指定挠度fx (mm)单击计算fx处Fx得到的,如图5所示。

数据输出中的弯曲力FA处的永久变形fA(mm)为测试后根据指定弯曲力FA (KN)单击FA处永久变形得到的。