内燃机活塞材料研究（精选六篇）
内燃机活塞材料研究 篇1
缸套-活塞环摩擦副是内燃机中至关重要的摩擦副之一,其摩擦功耗损失直接影响燃油经济性;同时经由该系统进入燃烧室的润滑油又是颗粒(PM)排放的主要来源;因此,缸套-活塞环系统的摩擦学行为是内燃机节能减排的关键之一[1]。
为优化缸套-活塞环摩擦副表面的摩擦学行为,采用激光微造型复合加工技术,构造具有合理微观形貌的摩擦副表面已成为内燃机摩擦学研究的一个重要方向。与传统机械加工相比,激光微造型技术具有精度高、速度快、无污染、不受材料硬度约束等优点[2,3,4],近年来得到了越来越多的关注,如:文献[5]研究了高温时产生的等离子质谱,深入分析了激光与物质的导热过程;文献[6]改进激光与物质传热的双温方程,在一定范围内精确了计算结果;文献[7]在激光与靶材传热的二维双温方程的基础上推导出材料的烧蚀率公式,并通过试验验证了激光参数对加工尺寸的影响;文献[8,9,10]提出将“单脉冲同点间隔多次”方法应用于缸套-活塞环摩擦副上,取得了较好的减摩润滑效果。上述研究成果有力地推动了表面微织构摩擦学研究的进步与内燃机低摩擦节能技术手段的升级。然而,针对单脉冲同点间隔多次激光与材料作用机理,现有的研究多以试验为主,对该过程的模拟研究方法和计算精度仍存在不足[11,12]。
为此,本文对单脉冲同点间隔多次激光与金属材料热作用机理进行数值模拟,并通过一系列工艺试验结果加以验证,获得激光脉冲次数、功率等因素对微造型形貌特征的影响规律,为实现缸套-活塞环摩擦副表面激光微造型主动设计提供理论依据。
1 单脉冲同点间隔多次激光微造型试验
1.1 加工原理与特点
单脉冲同点间隔多次激光加工方法,是指在工件同点处所打的多个激光脉冲,通过间隔反复打出,形成微凹腔或微凹槽。区别于传统的“单脉冲连续多次”,这种方法采用先进控制原理,实现激光器脉冲发出时间和工件旋转时间耦合,对激光器和机械运动部件进行协调联动控制,完成在工件表面规定位置上的激光单脉冲输出,以充分保证加工效率,最大程度减小激光微加工过程中热效应负面影响,实现高质量的表面清洁加工[8]。
1.2 试验设备
试验采用二极管泵浦的Nd∶YAG固体激光器,可以输出532nm和1 064nm两种波长的激光。通过声光调Q技术可以控制激光脉宽,激光发散角小于3 mrad,激光模式为TEM00,激光频率范围为1kHz~50kHz。
内燃机缸套和活塞环材料多为铸铁或碳钢,故本文选用45#钢作为试样材料。为了排开等离子层、空气中的氧和金属溶液及减小热影响区,试验时选用压力为0.15MPa的氮气作为辅助气体。试验前,对试样加工表面进行研磨和抛光,并采用无水乙醇去污处理。同时,对试验采用的激光频率为800Hz条件下的激光器输出特性进行了标定,如表1所示。
1.3 试验方案
为了验证本文提出的数值模拟方法的精度,本文引用了文献[8]中对45#钢进行的部分工艺试验结果。具体试验方案如下:(1)考察激光脉冲次数对激光表面微造型形貌特征与加工质量的影响。依次选取的激光脉冲次数为2、4、6、8、10、12和14次,激光波长选用532nm,泵浦电流选用16A;(2)分析激光功率对激光表面微造型形貌特征与加工质量的影响。依次选取的泵浦电流为15.0、15.5、16.0、16.5、17.0、17.5、18.0和19.0A,激光波长仍选用532nm,脉冲重复次数为5次。
2 激光与金属材料热作用过程数值模型建立
2.1 热传导控制方程
单脉冲同点间隔多次激光微造型加工过程中,金属材料的温度随时间和空间剧烈变化,属于典型的非线性瞬态传热过程,其微分热传导控制方程见式(1)。
式中,T为温度,是时间和空间的函数;ρ为密度;c为比热容;k为热导率。
2.2 计算模型的建立
通过多次激光微造型加工试验发现,激光加工形成的微观形貌近似于圆形凹坑,故本文将计算模型简化为二维轴对称模型。计算域取为长300μm、宽300μm的矩形域。采用四节点单元进行网格离散。为保证计算结果准确性,在宽度方向上,加热区及加热区外围20μm范围内进行网格细化,网格大小为0.1μm,其余区域网格尺寸按以0.3μm、1.0μm和3.0μm逐渐向外围过渡;在高度方向上,深度60μm范围内网格尺寸为0.1μm,其余区域网格尺寸按以0.3μm、1.0μm和3.0μm逐渐向底部过渡,最终的网格模型如图1所示。
2.3 基本假设与初始边界条件
假设激光能量在空间上按高斯分布,由于激光作用时间较短,对流和热辐射对金属材料温度场的影响较小,可以忽略不计[13]。假设在初始时刻材料具有均匀相等的温度,T0=25℃。激光能量以表面热源的形式施加[14],通过傅里叶定律将热流密度和温度梯度联系起来,如式(2)所示。
其中,
式中,Q为高斯分布的激光热源;n为温度的梯度方向矢量;P为激光功率;f为激光频率;τ为脉冲宽度;S为光斑面积;r0为光斑半径;A为反射系数。
2.4 材料热物理属性
单脉冲同点间隔多次激光在45#钢表面发生热作用过程中,金属材料会经历加热-熔化-气化-冷却等一系列复杂的相变传热过程。根据文献[15]获得45#钢的密度、比热容和热导率随温度的变化关系,并由式(4)求得材料在不同温度下的热焓值。
式中,ΔH为热焓;T1为相变起始温度;T2为相变结束温度。
2.5 计算流程
在进行单脉冲同点间隔多次激光微造型数值模拟时,由材料气化引起的计算域边界及初始条件的变化,是本文数值计算的关键。在ANSYS软件平台上采用APDL语言编程实现了气化材料去除及计算域的更新重构等过程,通过重启动控制设定激光脉冲数目,具体计算流程如图2所示。
3 结果与分析
3.1 脉冲次数对微凹腔形貌的影响
脉冲重复次数是影响微凹腔形貌的重要参数。图3为激光脉冲个数为2、4、8、10时,利用Vecco形貌仪获得的加工表面微凹腔形貌图。由图3可知,由于激光能量为高斯分布,无论几个激光脉冲,微凹腔端面均呈现抛物线形状。随着脉冲重复次数的增多,凹腔四周金属残渣增多,凹腔愈来愈来深,喷溅不出凹腔的熔融金属会在凹腔内冷凝,而在下一脉冲时又发生熔化和气化现象,从而导致凹腔形状不规则,加工效果不稳定,甚至出现凹腔深度变浅的情况。从试验结果来看,加工相同深度的凹腔,脉冲次数较少获得的微凹腔形貌质量更稳定[8]。
为了全面探究脉冲次数对凹腔形貌的影响规律,进行了不同脉冲次数下激光微造型仿真计算。图4为6个激光脉冲条件下金属表面凹腔形貌仿真和试验结果对比图。由图4可以看出,两者几何形貌基本相似,微凹腔深度相差不大。
通过进一步地计算,获得了不同激光脉冲下微凹腔深度的变化曲线,如图5所示。仿真结果中凹腔深度随脉冲数的增加近似呈线性增长,每增加一个脉冲,微凹腔深度约增加2.2~2.3μm。这一结果也得到了相应工艺试验结果的验证,其误差在±8%之内。误差可能是由于激光器功率微小波动、试验测量及仿真计算的误差导致的。总的来看,本文提出的计算方法与流程准确可行。
3.2 激光功率密度对凹腔形貌和温度场的影响
利用激光微造型技术加工出具有减摩润滑效果的缸套-活塞环摩擦副表面微凹腔形貌特征,很大程度上依赖于激光功率密度的控制,而激光器的泵浦电流是影响激光功率的重要因素。图6为泵浦电流分别为15A和19A时,试验获得的加工表面凹腔形貌图。由图6可知,随着泵浦电流的增大,凹腔深度不断增大,凹腔四周金属残渣分布越发不均匀,加工质量下降。进一步试验表明:泵浦电流在15.0~17.5A范围内凹腔内部和外沿金属残渣较少,可以得到较为工整的加工表面。
表2为不同激光功率下凹腔深度和最高温度的试验和仿真结果对比情况。由表2分析可知,随激光功率增大,试验得到的凹腔深度小幅增加,且增加趋势趋于平缓,仿真结果与试验结果变化趋势较一致,最大误差不超过7.9%。然而,光斑中心温度随着激光功率的增大从2 3311K增加到69 037K,近似呈线性增加。这是由于在一个脉宽LS1(本次计算为80ns)的作用时间里,靶材通过热传导的形式进行能量扩散极其有限,大部分能量沉积在光斑范围内的靶材表面上,形成了光斑中心高温区和附近较大的温度梯度,在接下来较长的LS2载荷阶段(本次计算为1.25ms),一部分高温热能被金属蒸气带走,而绝大部分被消耗在整个靶材上;因此,随着激光功率的增加,光斑中心温度增加明显,但是凹腔深度增加幅度较小,且趋于平缓。
4 结论
(1)以缸套-活塞环摩擦副系统为研究对象,为优化其摩擦学行为,采用单脉冲同点间隔多次激光微造型技术,通过数值模拟和试验研究,获得激光脉冲次数、功率等因素对微造型形貌特征的影响规律。
(2)仿真和试验结果表明:随着激光脉冲次数的增加,微凹腔深度不断增加,金属溶液的重铸现象明显,加工质量降低;仿真结果与试验结果趋势一致,微凹腔深度最大误差在8%以内。
内燃机活塞材料研究 篇2
1、动力分散内燃动车组介绍
动力分散式内燃动车组DMU(Diesel Multiple-Unit)是由柴油引擎驱动的动力分散式铁路车辆，采用独立的柴油内燃机作为驱动机或者发电机，是区别电气型动力分散型动车组的主要特征。其主要特点如下：(1)低成本。相对于电气化机车，它不需要电气化线路、接触网、电力所的建设与维修，使其具有低建设费、低维修费、低电力费的特点。(2)高载客量。内燃机在车底布置，不需要专门的牵引机车，司机室占用空间小，客容量大。(3)运行要求低。因其独立的驱动系统，使其可以在非电气化路线运行，并可与电力机车混跑。(4)编组灵活。可以一辆动车单独运行，多辆动车拖车混合编组等形式。另外由于不需单独配置牵引机车，此种动车组还有容易编制运营计划等多种特点，因此在我国的支线铁路、城际铁路、非电化区和电化区混跑的线路有很好的应用前景在国际类似轨道交通线路上也有很大的市场潜力。
2、内燃动车组噪声分析
(1)轮轨噪声。钢轨与轮轨之间相互作用而产生的声响。轮轨噪声有3种主要类型：摩擦噪声、撞击噪声和轰鸣噪声(或滚动噪声)，每一种均由相对应的机械结构所产生。(2)牵引动力系统噪声。牵引系统设备运转所产生的噪声，包括动力包柴油机运行噪声、牵引电机及其冷却系统、齿轮箱的噪声以及空气压缩机运行噪声，它是轨道交通主要的噪声。(3)辅助设备噪声。主要是指空调机组等辅助设备运转噪声，机组在运行过程中产生振动以及通风系
统气流不稳定产生的空气动第一文库网力噪声。此外列车上各个突出和凹入的部分，在空气中高速移动时，压力空气在非恒定的气流中发生变化，从而产生的空气动力噪声以及各种外部噪声等。
3、车辆的降噪与隔热措施
由于车辆的热传递和噪声类似都是通过车体进行，因此车辆的隔热与隔音措施在设计时进行有机结合，使两种措施相辅相成，既保证所需效果，对成本也有所控制。
(1)对于轮轨噪声可通过采用改进车轮材质降低轮轨间动态作用力及振动水平，降低车辆的结构辐射噪声。采用刚度大、阻尼系数高的钢轨垫片、增加钢轨阻尼、增加钢轨吸振器、埋入式钢轨及钢轨截面形状优化(如矮钢轨、窄轨脚)等措施降低钢轨振动水平，降低钢轨辐射噪声。通过减小轮轨接触面的.粗糙度来降低轮轨轰鸣噪声。
(2)对于空调机组噪声，可将机组安装在减震座上，在车内空调部位平顶板处粘贴隔音减震材料等降低此类噪声的影响。
(3)对于空气动力噪声，采用流体力学机械设计，应用风动模拟实验，采用流线型车体设计，减少气流产生的各种噪声。
(4)车辆通过全车加装防寒材来增加车辆的隔热保温效果，如图1所示，车顶与侧墙防寒材用防寒压板固定，车窗、车门四周加塞防寒材，保证结实，严密。防寒材为用阻燃塑料布包裹严密的聚酯纤维棉，外表面粘贴铝箔，聚酯纤维棉的导热率为≤0.034W/m°C，氧指数：40.7A级，降噪系数：NRC=0.76，起到了良好的保温降噪作用。
(5)车体内部设计时，在车顶、侧墙、底架相应位置喷涂1-4mm厚阻尼浆，减少车体震动以及从车体传入车内的噪声;在地板结构上面采用浮筑地板结构来有效的控制传递到车内结构噪声，同时根据结构噪声的特性，采用有效的隔音吸音材料来增大噪声传播的阻尼;车门采用电动双开塞拉门，此种塞拉门具有良好的密封性，车门隔音量1000-5000Hz时≥32dBA(平均)，隔热性能K
4、底架处的降噪隔热措施
由分析得知，车内噪声主要来源与车下，尤其是动车组的动车动力包处，因此地板处的降噪隔热措施就显得尤为重要，地板安装采用橡胶堆组成作为弹性支撑，上安装垫梁后安装铝蜂窝地板。动力包运行会产生严重的噪声与大量的热量，此处的隔热与隔音降噪措施同时设计，使用新材料与新工艺，使两者有机结合，两种措施相辅相成，达到需要效果。
如图2，3所示地板处隔热降噪主要采用如下方案：
(1)使用1mmVNVinaflex隔声垫，这款材料能有效的将车底各种噪声隔绝，产品性能实验其隔声量达21.5dB，另外它也是防火达到S4标准的隔声材料。
(2)在地板与Vinaflex之间用2mm的三聚氰胺，可以使Vinaflex发挥更好的性能。
(3)地板支撑之间填充CARBONWOOL聚酯纤维，除了保温之外还可以起到吸声的作用。
(4)为进一步降噪，在地板处使用25mmArmasound240，这样的结构能进一步提高隔声量。
(5)对于个别空腔位置，无法填充防寒材料，可采用CP620膨胀型防火泡沫以解决漏声现象，其隔声量(DIN4109)可达59dB，且具有良好的保温性能。
通过对车体与车内布置各部件的降噪隔热研究，采用新技术、新工艺、新设备、新材料进行统筹设计。上述车体的隔热隔声解决方法，在理论方面和实验中都能满足了客室内部保温与降噪要求，此种方案在我公司孟加拉内燃动车组项目生产过程中进行实际应用，经实测列车以50km/h正常运行时，车内中心离地板高1.5m处的噪声≤75dB(A)，并具有良好的隔热保温效果，满足客户采购要求。
参考文献
[1]马大猷.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，.
[2]ISO3381，轨道机车车辆内部噪声的测量[S].
[3]刘英杰，卢贤丰，刘世华.城市地铁噪声分析与控制[J].噪声与振动控制，(11).
无泄漏内燃机活塞等 篇3
无泄漏内燃机活塞
李龙
我们学习内燃机以后，看见路上的摩托车排气管里经常排出来黑色烟雾，这种现象的出现是燃烧不完全形成的。这既浪费了燃料，又严重污染了环境。经过反复观察和分析，我们发现，这是活塞、活塞环与汽缸壁之间的气密性不好造成的。我们希望能找到解决这个问题的方法；所以就确定了这个项目。
分析问题：活塞环是一个有开口的圆环，在压缩和做功过程中，气体就是从这个开口中泄漏的。特别是当活塞环工作一段时间以后，开口变大，在压缩过程中，气体从这个开口流出再经过两个环之间的间隔流到了曲轴箱，严重影响了压缩气体的压强和温度。使内燃机的效率大大降低。但是，如果没有开口就会存在两个问题，一是不能方便地安装；二是在内燃机工作的时候会由于热膨胀导致活塞环卡死。现在的活塞上一共有3个环(一个油环和两个气环)，并且在两个油环之间还存在很大的距离。这个距离就是气体的泄漏通道。那么，要解决这个问题就必须从活塞和活塞环着手。
针对引起问题的原因，我们设想了三个方案：
一、改变活塞环开口的形状，将原来的绝对开口改为错位开口；
二、在开口处塞入一弹性物体以减小开口间隙；
三、消除两个环之间的气体通道。最后，我们从制造工艺和材料的选取等多方面分析。采取了第三套方案。这个项目将现行的“远距离活塞环”改为“零距离活塞环”，彻底阻断了气体的泄漏通道，很大程度上提高了活塞环的密封性能，提高了压缩冲程的压强和温度，延长了活塞环的使用寿命，减少了环境污染，节约了燃料。
该项目解决了一直以来活塞环密封不严、压缩不良、燃烧不完全、功率不足、燃料浪费、粉尘污染、噪音污染等问题，在节能减排方面有很好的效果。
我们调查了多家汽车维修行、摩托车维修行以及湖南省柴油机厂等，通过网络查询和搜索，已经有一家在采用我们的第一套方案生产活塞环；目前还没有发现我们第三套方案的同类产品，所以，有很大的市场价值和开发前景。
(指导教师：陈照权刘光糟)
新型遥控操作系统
王栋
升降国旗时，旗杆的绳子断了或者被卡住以后，要把新绳子装上去或者清除故障是何等的困难——这是第一类问题；随着经济的飞速发展，航拍已经日益成为社会的需要，然而。航拍的实施都要借助直升飞机，价格非常昂贵——这是第二类问题；在某些场合进行险情调查与排除、故障消除、洞穴探险等工作时，人们常常会一筹莫展——这是第三类问题。
基于上述问题，本人设计出一种遥控操作系统，使得人们可以花最小的成本而又比较容易地解决以上三类问题。作品所述的遥控操作系统由行走器、摄像头、传感器、机械手、电源、笔记本电脑以及一些附属部件组成。行走器、摄像头、传感器、机械手合成为一个简易的机器人，电源根据需要临时决定和不和机器人安装在一起。
具体说来，解决第一类问题时，使用爬杆机器人；解决第二类问题时，使用拍照机器人，该机器人吊装在用尼仑线控制的氢气球上；解决第三类问题时，使用行走机器人。
以解决第一类问题为例，由爬杆机器人携带一根端头系有小铁棒的细尼仑线(引线)攀爬至工作位置(旗杆顶端)，地面人员根据摄像头传回至笔记本电脑屏幕的信息，执行遥控操作，使机器人处于正确位置，再发送指令，使机器人执行“穿过”动作，将小铁棒穿过滑轮匣，在重力作用下，小铁棒拉着引线落至地面。此时，爬杆机器人按指令降至地面，地面人员用引线将新绳子拉过滑轮匣，任务即告完成。
自由活塞式内燃发电机仿真研究 篇4
自由活塞式内燃发电机 (free piston linear alternator, FPLA)是一种新兴的能量转化装置,是自由活塞式内燃机在电磁学领域的一个新应用。它利用自由活塞式内燃机作为原动力装置,耦合直线发电机,将燃料化学能直接转换为电能,避免了传统发电装置的能量中途转换损失,能量利用率高,在20世纪末得到国外许多科研机构的重视。美国Sandia National Laboratory (SNL)采用高压缩比 (不小于30)对多种稀薄气体进行快速压缩实验来模拟自由活塞式内燃机的工作过程,研究在此种特殊运动方式下燃烧规律的变化,最终目的是设计一种清洁、高能量密度的燃料电池,为混合动力汽车提供能源[1];美国West Virginia University对两冲程汽油机进行改造,制作了FPLA样机,并对该两冲程样机进行了简单模拟[2];浙江大学流体传动及控制国家重点实验室在国内率先对自由活塞式内燃机展开研究,对双活塞液压自由活塞式内燃机进行了研究和开发,建立了较为完整的燃烧室零维模型[3,4,5]。本文基于上述研究,对FPLA的运动过程进行分析,将直线发电机的数学模型耦合到活塞运动微分方程中,并且设定燃料空燃比、初始进气压力、活塞质量、负载等作为程序输入变量,建立了完整的数学模型,讨论了FPLA与传统活塞式内燃机运动规律的区别,并通过设置不同的初始参数,观察FPLA系统的运动变化,最终确定了最优参数,作为实际样机的设计参考。
1 FPLA工作原理及特点
一种常见的FPLA示意图见图1,它由两个对置的两冲程内燃机和一个永磁直线发电机构成。燃烧室分置于两端,两个活塞由连杆连接为一体,连杆上装有永磁体,铁芯及线圈置于系统中间。可燃混合气体由进气门进入气缸,当活塞向左运动时,压缩左端燃烧室内可燃混合气体 (同时右端燃烧室内可燃混合气体完成膨胀和扫气过程),在左端气缸上止点附近左侧火花塞点火,混合气体着火燃烧,推动活塞向右运动,压缩右端燃烧室内可燃混合气体(同时左端燃烧室内可燃混合气体完成膨胀和扫气过程),在右端气缸上止点附近右侧火花塞点火,混合气体着火燃烧。在这种方式下,两个对置的燃烧室内轮流着火燃烧推动装有永磁体的连杆在铁芯内来回运动,使线圈中的磁通量发生变化从而产生感应电流。
与传统的曲轴式内燃机相比,FPLA没有曲轴连杆机构,结构简单、零件数目少、重量轻、启停容易、成本低;在受力方面,活塞与缸体间无侧向力作用,摩擦力小,有利于延长内燃机的寿命;此外,由于活塞运动没有物理约束,上止点位置(即压缩比)可变,使该装置易于使用其他代用燃料。本文主要利用MATLAB/Simulink对FPLA建立仿真模型,分析FPLA的运动特性,与国外相似装置进行对比,以进一步推进实验方案的设计、改进。
2 仿真模型建立
所建模型主要包括热力学和动力学两个子模块,由两者结合起来共同描述FPLA的工作特性。
2.1 热力学模型
为了方便模拟,做如下假设:①左右两侧气缸中的工质为理想气体,在整个运动过程中工质的比定容热容为常数,不随温度变化,而且无泄漏损失;②两冲程的扫气过程为一个理想过程,忽略扫气能量损失,并且在排气门打开时,缸内气体的压力迅速变为外界扫气压力;③气缸内工质的温度、压力、气体成分等处处相等,采用单Wiebe经验公式对气缸内气体燃烧速率进行估计,气体与缸体之间的换热采用Eichelberg经验公式。基于以上假设,自由活塞式内燃机燃烧室热力学模型如下[3]:
式中,δQ为燃烧室热量变化,它由两方面因素决定,一是燃料燃烧产生的热量,另一个是燃烧室内气体与气缸壁之间的热量传递;cV为比定容热容;Rg为气体状态常数;p、V分别为燃烧室内瞬时压力和体积。
(1)燃料燃烧产生的热量Qc。燃料燃烧产生的热量Qc可由下式计算:
式中,Hu为燃料的低热值;Gb为每一循环喷入气缸内的燃料质量;dχ/dt为燃料燃烧率。
由假设③,根据单Wiebe经验公式,燃烧率公式为
式中,n为燃料品质数,对于汽油,一般取1~3之间的常数;tz为燃烧持续时间[6,7]。
(2)燃烧室内气体与气缸壁间的热量传递。
忽略传热系数的空间变化,认为工质温度在整个缸内为均匀分布,有
式中,h为对流传热系数;T、 Tw分别为缸内工质瞬时温度和壁面温度;A为有效传热面积,包括活塞顶表面面积、缸盖内表面面积以及燃气与气缸壁接触的传热面积。
根据Eichelberg对自然吸气低速二冲程内燃机研究得出的经验公式[6],传热系数表示为
式中,vm为活塞平均速度。
2.2 动力学模型
取活塞连杆组成的系统作为研究对象,进行受力分析,如图2所示。活塞连杆系统在运动过程中受到左右两侧气体的压力p1、p2、活塞与缸壁之间的摩擦力Ff以及线圈在磁场中的电磁推力Fmag的作用。记以上3个力的合力为Ft,若活塞运动组件质量为m,加速度为a,速度为v,根据牛顿第二定律,有
∑Ft=ma (6)
式中,S为活塞截面面积。
2.2.1 摩擦力
摩擦力Ff包括库仑摩擦力和运动过程中的黏性摩擦力[8],对自由活塞式内燃机来说,由于活塞不受侧向应力的作用,与电磁推力相比,摩擦力很小。
2.2.2 电磁推力 (负载)
直线发电机电磁推力方向与运动方向相反,其大小为
Fmag=Kfi(t) (8)
式中,Kf为电磁推力常数;i(t)为线圈中产生的感应电流。
简化的直线发电机模型如图3所示,感应电动势、感应电流满足
式中,ε(t)为感应电动势;L为发电机定子线圈的自感;r为线圈内阻;R为外接电阻。
因此,感应电流与感应电动势之间的传递函数描述为
而发电机产生的感应电动势为
式中,N为发电机定子匝数;x为活塞位移;Φ为穿过线圈的磁通量,与x成正比[9]
根据式(8)~式(11)即可得到所需电磁力。可以看出,电磁力与活塞速度、外接电阻大小有关。空载(发电机开路,R无穷大)时电磁力为零;随着R的减小,电磁力逐渐增大。
2.3 仿真模型框图
因模型涉及热力学、动力学微分方程的联立,需要直观地查看各个部件的实时运动情况,所以仿真模型在MATLAB/Simulink/环境下建立。利用Simulink搭建运动模型,将热力学和动力学模型结合在一起。所建模型框架如图4所示,通过左右两侧的气缸容积将热力学和动力学模块联系起来,整个模块为闭环控制。
3 仿真结果分析
3.1 运动规律分析
在此模型中,燃料空燃比、燃烧持续时间、点火位置、燃油品质数、活塞质量、黏性摩擦因数、库伦摩擦力、外接电阻等参数都作为输入变量,以适应不同的工作过程。设定初始进气压力为101 325Pa(一个标准大气压),燃料按照当量空燃比14.7供给,在上止点前2.5mm处点火,向燃烧室注入燃料,着火持续时间为4ms。
图5给出了在上述参数组合下FPLA的各种特性规律曲线。其中,图5a是燃烧室内压力随活塞位移变化图;图5b是对应的活塞速度与位移图;图5c和图5d分别是FPLA与相同频率的传统内燃机活塞运动规律对比图。
由图5b和图5c可以看出,自由活塞的最大速度约为4m/s,曲线为中心线倾斜的圆角矩形,它与水平线之间的倾角大小与点火位置以及燃烧持续时间有关。在此参数组合下,速度图像不关于上止点对称;在2/3冲程中活塞速度都保持在2m/s以上,接近左右两侧上止点时速度骤变,拐角非常明显,这与传统活塞内燃机的运动规律不同。传统的活塞由于有飞轮贮能,所以受力均匀,运动过程中速度曲线变化较为平滑,尤其是左右两侧上止点处速度没有明显突变,峰值速度也略大于FPLA的峰值速度。由图5d中曲线1可见,曲线出现了4个对称的间断点。速度绝对值在3m/s附近的突变是基于假设②,这时另一侧排气口打开,缸内压力突然减小,导致加速度的绝对值增大;速度为零附近的突变是由于此时库仑摩擦力改变方向,导致加速度绝对值减小。由图5d可见,很明显,在上止点附近,自由活塞的加速度远远大于传统活塞的加速度,达到了2000m/s2,为传统活塞加速度的两倍以上。对于所选的参数,活塞最大加速度出现在活塞膨胀离开上止点的时刻,这是由于所选的参数对应的燃烧放热峰值出现在上止点之后,根据活塞实际工作情况调节火花塞点火位置和着火持续时间会使加速度峰值在上止点前后移动。活塞在上止点附近极高的加速度必然要求燃烧尽快完成,否则随着活塞的迅速反向运动,气缸内压力温度会迅速下降,导致燃烧经济性变差。而实际FPLA运行过程恰恰相反,根据文献[2], West Virginia University的两冲程FPLA稳定运行在24.5Hz,在上止点前4.65mm处火花塞点火,燃烧持续时间长达5.85ms,约占整个循环时间的14.4%,这表明在活塞膨胀冲程中燃烧仍然持续了一段时间,所以燃烧持续期长是FPLA的又一个显著特征,这一特征对燃油的品质提出了较大的考验。Paradiso等[10]在Sandia国家实验室展开研究,对自由活塞式内燃机使用多种燃料,观察燃料燃烧特性以及对热效率的变化,发现常温下呈气态的燃料非常适合自由活塞式内燃机的运行。进一步地,自由活塞极高的加速度直接导致它在上止点附近的驻留时间短,这大大降低了高温散热损失,进一步说,短的高温驻留时间也有利于降低NOx的排放。
3.2 变参数研究
自由活塞式内燃机的机械结构较为特殊,一方面,活塞上止点位置不固定,仅由左右两侧燃烧状况决定;另一方面,布置有火花塞的燃烧室余隙容积一般较大。这样,若实际压缩比不当,活塞极有可能撞到缸盖,产生安全隐患,因此初始阶段的设计主要围绕安全因素展开,具体对应活塞的最大位移和燃烧室内最高压力。以下主要讨论不同参数对这两个因素的影响。
图6所示是改变发电机外接电阻R得到的不同负载下燃烧室压力变化趋势,其中R1>R2>R3。随着R的减小,活塞的速度、有效冲程长度随之减小,即活塞物理压缩比变小,对应燃烧室内的峰值压力也减小,当R小于某一值时,实际压缩比太小,燃烧将不能稳定进行。
图7描述了不同点火位置P对FPLA的影响,其中,点火位置P1、P2、P3、P4分别为距缸盖13.7mm、8.7mm、5.7mm、2.7mm。由图7a可看出,在其他参数恒定的前提下,提前点火(增大P值)可以有效地减小活塞最大冲程。对应图6可以看出,提前点火的措施在低负载或者空载时非常必要。空载时(发电机输出端开路的情况),电磁推力为零,燃料产生的热量除了散热损失以外仅由数量值较小的摩擦力消耗,没有曲轴连杆的物理约束,活塞的最大位移很容易超过缸盖的位置,发生碰撞危险。在这种情况下,一方面需要在保证着火的情况下调节喷油量,另一方面应该大幅度增大P值,使得燃烧多余的能量消耗在对活塞做负功上,以保证机器安全运行。图7b描述了不同点火位置下活塞速度与位移的关系。虽然仿真参数发生了变化,但是仿真图形仍然保持原有的圆角矩形形状。可以看出,随着P的减小,峰值速度逐渐变大并向上止点后移动,图像中心线与水平线的夹角也在增大。原因是点火位置推迟导致燃料燃烧起点推后,进而燃烧室峰值压力向后移动,加速度、速度峰值随之后移。
图8描述了不同活塞组件质量m对FPLA的影响,其中m1=2.0kg,m2=2.6kg,m3=3.1kg,m4=3.6kg。很明显,随着组件质量的增大,缸内峰值压力不断升高,活塞的有效冲程增大,但峰值速度却略有降低,相应地,内燃机的运行频率略有降低。运动部件质量增大导致运动惯性量的增大,从而使得几何位移变大、物理压缩比增大。当活塞质量超过某一值后(m>3.5kg),活塞会碰到缸盖,发生危险;而质量过小,运动件的惯性力不足,达不到预设的点火位置,发动机也不能稳定运行。对于本模拟条件,稳定运行时活塞质量应控制在2.1~3.5kg之间。
由上所述,由于自由活塞式内燃机的燃烧室余隙容积较大,FPLA运行过程中实际压缩比不大,尤其是低负载提前点火时,为了增大火花塞点火瞬时燃烧室压力,应该采用提高进气压力的方法调节内燃机的实际压缩比。在其余参数不变的情况下,增大进气压力可以成比例地增大活塞的运行频率、活塞的最高运动速度以及最大位移。
由以上分析可以看出,各种外部参数联合制约着FPLA的运动,一组参数组合决定着一种运功规律。表1总结归纳了FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力等特性参数随外部参数的变化。随着进气压力的增大,FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力均呈比例地上升;随着活塞运动部件质量的增大,FPLA的活塞最大位移、燃烧室最高压力略有上升,同时活塞最高速度和活塞运动频率略有下降;而不断推迟火花塞的点火位置将直接导致FPLA系统活塞最高速度、活塞最大位移以及燃烧室最高压力的增大;负载的增大可以同时有效降低FPLA的活塞最高速度、活塞最大位移、活塞运动频率以及燃烧室最高压力。
将表1的仿真结果与West Virginia University的仿真结果[11]进行对比,虽然仿真的工具、具体参数、工况、模型简化方法不同,但是所得的外部参数对FPLA的运动规律的影响趋势完全一致。本文又结合实际设计需要,扩展讨论了进气压力和点火位置对FPLA的影响。对于拟设计的实验样机,由几何约束知,活塞的位移约束在-0.0187~0.0187m之间,根据仿真结果确定初始的设计参数为活塞质量3.0kg,扫气压力0.12~0.15MPa,在上止点前2.5mm处控制火花塞点火。
4 结论
(1)与传统内燃机不同,自由活塞不受物理约束,各种外因 (活塞质量、点火位置、负载、进气压力等)都能显著影响活塞运动规律,一种参数组合对应自由活塞一种运动状况。
(2)在上止点附近,FPLA的活塞速度发生明显的突变,迅速达到峰值速度,然后几乎保持不变直到另一侧上止点附近;上止点附近加速度也远大于传统活塞加速度,伴随着活塞迅速远离上止点,缸内压力温度降低,使得燃烧持续期较传统内燃机要长很多。
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内燃机活塞优化设计及分析 篇5
PRO/M是目前最为通用有效的有限元软件之一。通过选择了与Pro/ENGINEER集成的Pro/MECHANIC软件, 对CA488活塞进行在机械载荷作用下的应力和变形分析, 进行有限元分析计算得出活塞的机械应力场的分布模型, 最后对活塞结构进行优化设计。
1.1 几何模型的简化
在进行数值模拟的过程中, 模型的建立非常重要。为了能使模拟的结果与实际情况尽可能的接近, 在建模中应使模型中的各个关键参数与实际相一致。考虑到模型的计算规模, 对模型进行了必要的简化:
(1) 忽略了直径只有几毫米的冷却油孔;
(2) 忽略了一些尺寸很小的过渡圆角;
(3) 忽略了活塞销孔的润滑油槽和档圈槽;
(4) 将活塞裙在与活塞顶接触处的卸载沟以及顶、裙在此处的凹台简化为斜面;
(5) 考虑到了该活塞对称性, 取结构的1/4进行有限元分析;
(6) 只考虑活塞顶、活塞裙、连接螺栓及活塞销间的接触, 而忽略缸套、活塞环以及油膜与它们的接触, 将它们同活塞顶、活塞裙、连接螺栓间的接触传热转换为对流传热, 即通过设置适当的对流环绕系数和环境温度进行等效处理;
(7) 固体间的接触传热是个复杂的过程, 接触传热系数受到很多因素的影响, 例如承压力、表面光洁度等等, 在模拟过程中都将予以忽略, 认为是无障碍传热, 即接触传热系数就等于该材料的导热系数;
(8) 不考虑接触面间的摩擦, 忽略有摩擦产生的热量;
(9) 假设活塞销是绝热的, 忽略它同活塞裙之间的热交换。
在分析过程中把活塞看成是一个空间弹性连续体, 由于活塞具有近似轴对称形状, 所以简化过程中忽略活塞销的影响做近似轴对称处理。在活塞实体造型时, 简化了活塞表面的贮油凹槽、输油沟 顶尖孔条等处, 但为尽量模拟活塞实体受力状况, 对活塞头部、裙部表面进行分割、划线等处理。为简化计算将活塞看作为对称性实体, 分别将整个实体、1/2实体和1/4实体模型引入到Pro/MECHANICA环境下进行有限元分析。经过对比, 发现它们的计算结果相差很小, 而用1/4实体模型可以更加直观地显示各项分析结果, 模拟结果更加符合实际, 因此最后决定采用活塞1/4实体模型进行计算。如图1所示, 简化后, 零件的位移、应变与应力等相对于对称轴为回转对称。
1.2 单位设定
建立完有限元模型后, 还要定义模型的单位系统, 模型的单位系统一般采用国家标准:长度单位:毫米 (mm) ;质量单位:吨 (t) ;力单位:牛顿 (N) ;时间单位:秒 (sec) ;温度单位:摄氏度 (℃) 。
1.3 物性材料的定义
CA488活塞的材料为HT200, 可以进行一些必要的假设与简化:[11,12]
1) 假设所采用材料全为均质各向同性;
2) 忽略分析过程中的温度变化及热效应对材料的影响。
因而在稳态热传导分析中, 材料属性只需知道导热系数即可。考虑到下一步的力学分析, 在此一并对杨氏模量、泊松比、密度和热膨胀系数进行设置。模型中材料属性定义如表1所示。
1.4 自动网格划分
有限元网格模型的建立是采用有限元法求解问题的先决条件。AutoGEM即为自动网格划分器 (Automatic Geometric Element Modeling ) 。通常在Pro/MECHANICA的集成模式中, Pro/MECHANICA的分析任务自动完成对几何模型的有限元网格划分工作。在PROE中的实体建模结束后, 再导入Pro/MECHANICA, 利用Pro/MECHANICA软件中的网格划分功能模块AutoGEM对活塞零件进行网格划分。
网格模型如图2所示。
2 活塞机械负荷边界条件的确定
活塞的机械负荷是在活塞运动过程中加载的。活塞所承受的机械负荷主要是由气缸工作气体压力、活塞往复惯性力合成所引起的脉动循环应力产生的, 且机械负荷比较复杂。活塞在膨胀冲程的上止点附近承受燃烧爆发压力的压缩载荷, 而在排气冲程的上止点附近承受往复运动质量惯性力的拉伸载荷。
选取最大爆发压力工况作为计算工况, 该工况曲轴转角大致在, 连杆传给活塞的力只偏离y轴2°, 因此将只考虑y方向力的作用, 即最大爆发压力、活塞往复惯性力和活塞销座分布力的作用。
2.1 最大爆发压力
活塞顶所受的气体压力, 其数值等于活塞的上部的燃气压力值减去曲轴箱内的气体压力.当采用简化受力分析时, 活塞受到的环岸处的气体的压力由于对称的要求可以忽略掉, 其余的活塞部分受到的气体的压力十分小, 也可以忽略不计。因此活塞所受的力可以简化为顶部及火力岸的气体压力。
2.2 最大惯性力
由于动力学计算时, 活塞运动做功时活塞会有加速度产生, 活塞质量的存在必然会引起活塞整体的往复惯性力。计算活塞承受的最大往复惯性加速度的公式为:
undefined (1)
式中:R—曲柄半径;
ω—曲轴旋转角速度;
θ—曲轴转角。
2.3 活塞销座分布力
活塞销处的受力为分布力, 此分布力的大小为活塞顶部气体的压力与活塞的往复惯性力的差值.活塞销座上的受力公式如下:
undefined (2)
2.4 计算结果
该发动机中R=0.046 m, L=0.151 m, ω=628.3 rad/s, 最大爆发压力工况位置是:曲轴转角θ=7°;计算得到活塞加速度j=23391 m/s2, 此时最大爆发压力Pzmax=5.4 MPa。由此可知, 活塞销座孔上的分布力全力Q=1671 N。
3 活塞应力及位移分析
工作时, 活塞受到气体爆发压力和往复惯性力的作用, 它们的共同的特点就是都沿着活塞的轴线方向作用, 所以活塞的轴线方向承受着极大的载荷。最大应力发生在销孔内上表面, 其值为50 MPa左右, 还远远末超过活塞材料在200 ℃时的最大许用应力180 MPa。而活塞的其他部位应力值都在40 MPa以下。另外, 活塞加强筋与活塞的顶部相连的部位也会出现应力集中的情况, 但其应力值同样小于活塞材料的许用的应力值180 MPa。在活塞的现有的结构下, 活塞销座的轴线方向上的刚度显然大于垂直与轴线的方向的刚度, 因此发生的位移理所当然的是垂直与活塞的销座的轴线方向的位移大于销座轴线方向上的位移, 1/4模型活塞的最大位移为0.2 mm左右, 所以活塞径向的尺寸变化量较大。
4 活塞优化设计
为了改善活塞的应力集中和满足对活塞的质量的要求, 对以下三个主要的活塞的结构参数进行一下优化:活塞的顶壁厚、活塞销座长度、活塞销座加强筋与顶壁的连接处圆角半径。
在作优化设计时, 必须选定目标函数, 即优化的目标。在考虑到内燃机高速性能的要求, 活塞的往复惯性力应该尽量的小, 所以选定活塞的质量最小为优化的目标函数, 由于在活塞销座孔的上表面的内侧容易应力过大和产生疲劳, 为了使活塞在质量减小的情况下, 不至于造成活塞的应力过大, 所以选定活塞的最大应力小于120MPa作为优化的下限制条件, 优化参数为顶壁厚、销座长和圆角半径。这样一来既保证了活塞的质量最小, 又满足了易疲劳处的应力较小的要求, 保证了安全性的要求。这样, 活塞优化后的最大应力值明显小于120 MPa, 不过活塞的顶壁与活塞的加强筋交界处的应力值会稍微变大, 其应力大约为87 MPa。活塞优化之后的最大位移明显变大, 由优化前的0.6 mm变为1.1 mm, 有了显著的变大。所以质量的优化是以应力和位移的变化为代价的。
优化前后的模型如图3和4所示。
5 结论
活塞销座孔的上表面的内侧是活塞的应力较集中的地方, 容易产生疲劳破坏, 导致裂纹的产生, 同时活塞加强筋预定壁的交界处也是应力较为集中的地方。为满足活塞的高速化和轻量化的要求, 运用有限元分析方法对活塞进行设计, 实现了活塞设计的自动化, 优化了产品的开发过程、实现了产品设计中的信息共享和并行, 显著缩短了产品设计周期, 提高了活塞性能和设计效率, 大大减少了活塞开发设计过程中的费用, 降低了设计成本, 有较大的应用价值。
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内燃机活塞材料研究 篇6
活塞环是燃油发动机的内部的核心部件, 起着密封、调节机油 (控油) 、导热 (传热) 、导向 (支承) 四大作用, 其性能好坏直接影响发动机的动力性和经济性。密封是气环的主要任务, 即密封燃气, 不让燃室压力进入曲轴箱, 使气体的泄漏量尽可能的小。如果活塞环组的气密性不好, 那么燃气的泄漏量会大大增加, 而漏气量增加的最直接结果就是发动机功率下降;同时, 漏气量的增加还会使润滑油变质, 间接地使系统磨损加剧, 磨损越大漏气量也就越大, 最终导致发动机寿命急剧下降。因此, 研究活塞环组环面压力与漏气, 不仅可以为活塞环的设计提供指导, 也是研究缸套-活塞环系统的润滑和摩擦的必要前提[1,2]。
1 基本理论
1.1 气体流动基本假设[3]
燃气气体在活塞环组内的泄漏是极其复杂的, 为了得到气体泄漏基本模型, 我们做以下假设:
1) 环的开口间隙是气体泄漏的唯一通道, 系统的泄漏通路[2]可以用简单的小孔来代替, 如图1所示;
2) 气体经过小孔的流动是绝热的, 小孔的流量可以用通过小孔的一维流动公式来计算;
3) 活塞环始终是圆形的, 忽略温度、气体压力等对活塞环变形的影响;
4) 活塞环间的每个气室的体积一定, 在工作循环中, 不随活塞环的上下窜动而发生改变;
5) 气室中的气体满足理想气体理论, 并且在变化过程中是等温的;
6) 曲轴箱的气体压力等于标准大气压 (0.1MPa) 。
1.2 计算模型
根据理想气体状态方程有:Pi Vi (28) m Rg Ti
两边求导可得:
其中, Pi, Vi, Ti分别为第i个气室的压力、体积和温度, m是气体质量, Rg为气体常数, 对于空气为287J/ (kg.K) , Qi为第i个活塞环的瞬时气体泄漏量。
在实际计算中, 由于温度变化对气室压力变化影响很小, 所以一般不考虑温度的影响, 故
1.3 气体瞬时泄漏量的计算
一个由三道活塞环组成的密封系统如图1所示, 它的气体流动方式共有23 (28) 8种, 跟相邻的两个气室的气体压力有关。我们假设iP>Pi (10) 1, 根据气体小孔流量方程可得气体瞬时泄漏量Qi[4,5]。
上式中, Kc是流量系数, 一般取值为0.86[6];Ai为第i个小孔的开口面积, 也就是泄漏面积;k是气缸内气体的绝热指数, 约等于1.4。
上式中, 如果iP
综合方程组 (1) 、 (2) 、 (3) , 可得
环面压力P2、P3及气体泄漏量就可以用龙哥库塔法[8]求解微分方程组 (4) 得到。首先分别给P2、P3一个初始值, 在经过内燃机的一个循环后, 如果循环结束时的值与初始值不能满足要求, 那么将结束值赋给初始值, 重新开始计算, 直到初始值与结束值之间满足某个精度要求为止。计算流程框图如图2所示。
2 计算结果分析
本文以16V280ZJB型大功率柴油机为例进行计算分析, 16V280ZJB型柴油机的计算参数如表1所示。
2.1 各环压力分布与泄漏量
根据以上分析过程, 自编Matlab程序, 计算该柴油机在1000r/min转速下的气室压力P2、P3, 并根据P2、P3求得每个环的漏气量, 绘制出一个循环内活塞环组的气室气压和气体泄漏量曲线, 如图3、4所示。图3表示各环间的压力分布, 因为气体流入下一室需要时间, 所以压力变化在相位上具有一定的滞后性, P2 (第一、二环间压力) 在450°左右达到最大值, 在A点的时候P2>P1。图4表示各个环的气体泄漏量, 在450°时第一环的泄漏量开始出现负值, 也就是说气体出现倒流, 那是因为气室2的压力大于燃烧室的压力, 所以才会出现“倒吸”现象。总的来说, 由于有活塞环的密封作用, 使得每个环的泄漏量大幅减少, 密封效果还是比较明显的。
2.2 转速的影响
如图5所示, 随着转速由720 r/min提高到1000r/min再到1100 r/min, P2、P3都是随着转速的提高而下降的, 并且相位也出现了滞后的现象, 与此相对应的漏气量也随之减少。因此, 可以得出这样的结论, 活塞环的密封条件将随转速的提高而改善, 气室压力随转速的提高而下降。所以, 高速发动机采用为数较少的活塞环, 也可以得到与低速发动机采用多数活塞环同样的密封效果。
2.3 泄漏面积的影响
把第一环的泄漏面积A1分别增大到2A1和3A1, 得到P2和P3的曲线如下图6所示。活塞环组的漏气量随着A1的增大而急剧提高, 当泄漏面积为2A1时, 漏气量约为原来的1.25倍;当面积为3A1时, 漏气量约为原来的1.4倍。对A2、A3作相同的处理后也得到类似的结果, 可见, 泄漏面积的增大, 会使气室压力的峰值比原来有较大的提高, 同时气体泄漏量也急剧增长。因此, 泄漏面积的增大会导致活塞环组的密封性能大幅减低。
2.4 气室体积的影响
将第一环与第二环之间的环室体积V2增大到1.5V2和2V2, 得到P2和P3的气压如下图7所示。从图中可以发现, 活塞环的气室压力P2和P3都是随着气室体积的增大而减小的, 通过计算得出活塞环组的漏气量分别变为原来的0.989倍和0.987倍。可见, 当活塞环组的气室体积有较大幅度增加时, 漏气量只是有略微的减少, 因此, 环室体积的变化, 对漏气量影响不大。
3 结论
1) 通过建立活塞环组密封系统理论模型, 自编通用Matlab程序, 以16V280ZJB型大功率柴油机为例进行数值计算, 求得其在1000 r/min转速下的气室压力及气体泄漏量, 并对系统的密封性进行分析;
2) 内燃机转速的变化对活塞环的影响非常明显, 随着转速的提高, 环室压力下降, 与此对应的漏气量也随之减小;
3) 泄漏面积的增大, 会使气室压力的峰值比原来有较大的提高, 同时气体泄漏量也急剧增长;
4) 环室体积的大幅变化, 对漏气量只有轻微的影响, 环室体积的变化对漏气量影响不是很大。
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