柴油機活塞溫度場試驗研究及有限元熱分析

謝琰，席明智，劉曉麗

（1.長安汽車動力研究院，重慶400021；2.內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，呼和浩特014010；3.渤海船舶職業(yè)技術(shù)學(xué)院，葫蘆島市125000）

柴油機活塞溫度場試驗研究及有限元熱分析

謝琰1，席明智2，劉曉麗3

（1.長安汽車動力研究院，重慶400021；2.內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，呼和浩特014010；3.渤海船舶職業(yè)技術(shù)學(xué)院，葫蘆島市125000）

對改進的ZH1105W型柴油機縮口四角ω燃燒系統(tǒng)，利用熱電偶法實測了標(biāo)定工況下活塞頂面、側(cè)面和內(nèi)腔共16個特征點的溫度。用Pro/E建立活塞幾何模型，選取熱結(jié)構(gòu)耦合單元，并對模型網(wǎng)格進行了優(yōu)化，結(jié)合試驗值對活塞進行熱分析計算，得到活塞三維溫度場、熱應(yīng)力場和變形。計算結(jié)果表明，在標(biāo)定工況下，活塞最高溫度出現(xiàn)在燃燒室喉部達到310.7℃，最大von Mises熱應(yīng)力出現(xiàn)在排氣一側(cè)的回油孔頂部，為68.4 MPa，最大熱變形量出現(xiàn)在活塞頂面邊緣排氣口側(cè)，達到0.328 mm，這為活塞的結(jié)構(gòu)改進和優(yōu)化提供了依據(jù)。

柴油機活塞有限元分析溫度場熱應(yīng)力

1 引言

活塞作為內(nèi)燃機的關(guān)鍵零部件之一，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在工作過程中受到高溫燃氣的沖擊，承受很高的熱負(fù)荷。這使得活塞頭部乃至整個活塞溫度都很高，且分布不均勻，不同部位溫度梯度大，并且產(chǎn)生很大的熱應(yīng)力和熱變形，由此導(dǎo)致活塞運行過程中出現(xiàn)拉缸、膠結(jié)、抱死，以至于活塞頂面開裂，直接影響到柴油機的性能，燃燒室的溫度分布也影響到柴油機HC排放[1,2]。由于熱應(yīng)力是活塞總應(yīng)力的主要來源，熱膨脹變形在活塞總變形中占絕對主導(dǎo)地位，而機械負(fù)荷的作用僅使活塞邊緣向內(nèi)彎曲、抵消邊緣向外的熱膨脹變形，其貢獻很小[3]。因此，本文對活塞的熱負(fù)荷進行研究，暫不考慮機械負(fù)荷的影響。

為了考察改進后的ZH1105W型柴油機縮口四角ω燃燒室活塞的熱負(fù)荷狀況，對其進行了溫度場試驗，實測了活塞頂面、側(cè)面和內(nèi)腔共16個特征點的工作溫度。利用Pro/E軟件建立了活塞的實體模型，通過Ansys軟件進行了活塞溫度場的三維數(shù)值模擬計算分析。

2 活塞溫度場試驗

2.1 試驗發(fā)動機

試驗以ZH1105W型柴油機為研究對象，該機采用縮口四角ω燃燒室活塞，燃燒室偏心為（3 mm，6 mm），其主要參數(shù)見表1。

表1 試驗研究用機型的主要參數(shù)

2.2 試驗方案

在活塞溫度場的測試中，目前比較成熟的方法有易熔合金測溫法、示溫涂料測溫法、硬度塞測溫法和熱電偶測溫法等。易熔合金測溫法和示溫涂料測溫法因其自身缺點，測量誤差都較大。硬度塞測溫法可測活塞多個點的溫度，對活塞溫度分布和強度的影響不大，但硬度塞淬火工藝處理不好，誤差會很大。熱電偶測溫法測量活塞溫度可靠性好，精度高、響應(yīng)快、壽命長，可以方便地多點測試各種工況下的活塞溫度。因此，本試驗采用熱電偶進行活塞溫度場的測量[4,5]。

試驗用的偶絲材料選用Φ0.2 mm的鎳鉻-鎳硅絲。因銀焊點質(zhì)軟，鉚接時，能有較好的密封作用，且導(dǎo)熱導(dǎo)電性極好，故選用銀頭熱電偶。偶絲的絕緣是通過外徑小于Φ0.5 mm的耐高溫絕緣套管來實現(xiàn)的。熱電偶引出線要用耐高溫膠固定于活塞內(nèi)腔，以防松動。熱電偶線安裝在活塞及缸套底部的滑片式接觸裝置上，將熱電偶引出發(fā)動機外和測量儀表連接。

為了保證溫度測試質(zhì)量，對所有銀頭熱電偶的熱電勢特性做了校驗，熱電偶的熱電勢特性基本相同，相對最大偏差小于0.3%，這表明可按照同一熱電勢特性來處理。測量系統(tǒng)中鑒于鎳鉻-鎳硅片的彈性較差，一次安裝只能安全可靠地工作十多個小時，所以，本研究采用具有優(yōu)良彈性和抗疲勞強度的鈹青銅制作的觸片來代替鎳鉻-鎳硅片，與此同時回路中因為引入鈹青銅而產(chǎn)生了附加電勢，為此對該測溫系統(tǒng)進行校正，得到了系統(tǒng)的熱電特性如圖1所示。

圖1 熱電偶特性曲線

2.3 溫度場試驗

對活塞特征測點平均溫度的分析，要盡可能全面地反映活塞的真實溫度，應(yīng)使每一個測點都具有代表性，盡量減少測點個數(shù)，降低安裝難度。局部特征測點的真實溫度是進行有限元計算分析合理性的判斷依據(jù)，因此，特征測點的布置要有封閉性、均勻合理性?？紤]到活塞頂部與燃燒室、進排氣門處的溫度差較大，所以活塞各測點布置如圖2、圖3所示。試驗選擇在3個工況點進行，分別為轉(zhuǎn)速1 600 r/min、最大扭矩59 N·m；轉(zhuǎn)速1 800 r/min、功率9.5 kW；2 000 r/min、標(biāo)定功率11 kW。表2是試驗測點在標(biāo)定工況下的實測溫度值。

2.4 試驗結(jié)果分析

圖4、圖5是3種轉(zhuǎn)速下活塞各特征測點溫度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線。由圖中可以得出，活塞最高溫度始終出現(xiàn)在燃燒室喉口邊緣，隨著轉(zhuǎn)速的升高，大部分溫度呈上升趨勢，只有燃燒室中心測點1、底部測點3和內(nèi)腔頂部測點16，隨著轉(zhuǎn)速的升高溫度略有下降的趨勢，產(chǎn)生該現(xiàn)象的原因是轉(zhuǎn)速升高，過量空氣系數(shù)略微減小，燃燒室中心燃氣燃燒不夠完全，燃燒頻率增加使溫度增加的影響相對較小，使得該區(qū)域溫度在保持溫度穩(wěn)定的同時略有下降的趨勢。

總體來看，隨轉(zhuǎn)速的變化各特征點溫度變化幅度都不大，但是活塞溫度場分布很不均勻，排氣口側(cè)的溫度要比進氣口側(cè)高的多，活塞第一環(huán)槽溫度偏高[8,10]。這對活塞長時間運行很不利，因此，很有必要對活塞溫度場分布情況進行分析。

圖2 活塞頂面測點布置

圖3 活塞側(cè)面A-A和B-B視圖測點布置

表2 活塞測點實測溫度（℃）

圖4 活塞頂面和內(nèi)腔測點溫度曲線

圖5 活塞周面測點溫度曲線

3 活塞有限元分析

3.1 有限元模型的建立

薛明德[6]取1/2活塞模型用16 383個節(jié)點、12 788個單元，雷基林[7]取活塞整體用8 126個節(jié)點、30 519個單元對活塞進行有限元分析，都是采用間接法計算。其過程是先進行了溫度場分析，然后在溫度場分析的基礎(chǔ)上再進行熱應(yīng)力分析。對ZH1105W型柴油機的活塞，采用直接法計算，取熱結(jié)構(gòu)耦合單元進行研究，一次直接耦合計算就能解決活塞的溫度場和熱應(yīng)力的問題，同時也避免了因為溫度向結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)換而帶來的誤差。從實際情況來講，直接耦合也是最接近現(xiàn)實的耦合方法，其計算結(jié)果更為準(zhǔn)確，簡單省時，效率更高。

鑒于所研究的活塞是一個結(jié)構(gòu)復(fù)雜的三維構(gòu)件，且其活塞頂面縮口四角ω型燃燒室偏心，活塞不具有軸對稱性。因此，為了模擬活塞真實、客觀的工作狀況，取活塞整體為研究對象，采用Pro/E軟件，嚴(yán)格按照活塞圖紙尺寸建立幾何模型。為了得到較好的模型網(wǎng)格質(zhì)量，在網(wǎng)格劃分前，對一些曲率比較大和關(guān)鍵的面，如回油槽曲面，進行了面的分割處理，運用Ansys軟件的10節(jié)點四面體耦合單元solid98對活塞進行智能網(wǎng)格劃分，然后對燃燒室等一些關(guān)鍵的區(qū)域進行了網(wǎng)格的優(yōu)化處理，最終得到活塞模型的節(jié)點數(shù)為220 741，單元數(shù)為138 619。其實體模型和網(wǎng)格模型如圖6所示。

圖6 活塞三維模型和網(wǎng)格模型

ZH1105W型柴油機縮口四角ω燃燒室活塞采用硅鋁合金材料ZL109G。其常溫下的彈性模量E=7 100 MPa，泊松比μ=0.31，導(dǎo)熱系數(shù)λ=124 W/ (m2·K)，比熱c=902 J/(kg·K)，密度ρ=2 700 kg/m3，20～300℃時的材料線形膨脹系數(shù)β=20.96× 10-6/℃，材料的抗拉強度σb=268.2 MPa，抗壓強度σc=260.7 MPa。

3.2 邊界條件的確定

在柴油機活塞熱分析研究中，通過有限元法計算得到可靠的活塞溫度場分布，合理地給出換熱邊界條件是關(guān)鍵。本研究分析所采用的活塞邊界條件為第3類邊界條件，即換熱系數(shù)和環(huán)境溫度。

3.2.1 活塞頂部邊界條件

活塞頂部與燃氣對流換熱系數(shù)的計算采用艾歇伯格（Eichelberg）經(jīng)驗公式[8]

式中，

Cm——活塞平均速度，m/s；

pg——燃氣的瞬時壓力，Pa；

Tg——燃氣的瞬時溫度，K。

瞬時壓力pg可從測得的示功圖上直接讀出，燃氣的瞬時溫度Tg是根據(jù)示功圖推算得出，進而求得1個工作循環(huán)內(nèi)活塞頂面燃氣的平均換熱系數(shù)αgm和燃氣平均當(dāng)量溫度Tgm。

3.2.2 活塞側(cè)面邊界條件

活塞、氣缸套和冷卻介質(zhì)三者之間的傳熱過程相當(dāng)復(fù)雜，活塞經(jīng)冷卻介質(zhì)帶走的熱量可經(jīng)活塞環(huán)、氣缸套傳遞，也可直接經(jīng)氣缸套傳遞，火力岸和環(huán)區(qū)的換熱系數(shù)計算公式為如下[9]：

式中，

a1——火力岸與缸套的間隙，m；

a2——環(huán)區(qū)上沿的間隙，m；

b——缸套的厚度，m；

c——環(huán)中心間距，m；

λ1——燃氣或潤滑油的導(dǎo)熱系數(shù)；

λ2——缸套的導(dǎo)熱系數(shù)；

λ3——活塞環(huán)的導(dǎo)熱系數(shù)；

hω——氣缸套與水間的換熱系數(shù)，

λf——平均水溫時水的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；

D當(dāng)——水套當(dāng)量直徑，m；

Nu——努塞爾數(shù)。

3.2.3 活塞內(nèi)腔和銷孔的邊界條件

活塞內(nèi)腔的換熱情況比較復(fù)雜?；钊撞课催M行噴油冷卻，活塞內(nèi)側(cè)與油霧的換熱系數(shù)自上而下降低，可根據(jù)經(jīng)驗統(tǒng)計數(shù)據(jù)來選擇。環(huán)境溫度取為曲軸箱內(nèi)機油的溫度[10]。在活塞銷與銷座接觸處，相對滑動帶進去的冷卻油也有一定的換熱效應(yīng)，但對流換熱系數(shù)較內(nèi)、外側(cè)低，環(huán)境溫度相對高一些。其它面可根據(jù)活塞實際工作過程設(shè)置較為合適的邊界條件。本換熱系數(shù)的獲取，基于活塞表面工作溫度的實測溫度值，通過估算得到的溫度值與實測溫度值進行比較，不斷修正給定的邊界條件。圖7是對活塞表面的幾何區(qū)域的劃分，表3是試算得到的最終換熱系數(shù)與對應(yīng)的環(huán)境溫度。

圖7 劃分的活塞換熱區(qū)域

4 活塞有限元數(shù)值模擬和結(jié)果分析

4.1 活塞的約束

建立模型和確定邊界條件后，對活塞進行約束：將活塞一邊銷座中心上方內(nèi)側(cè)點的y，z兩個方向約束，將另一邊銷座同一位置點的y，z兩個方向約束，將活塞內(nèi)腔上面中心點的x，z兩個方向約束，其中，x軸與銷座孔軸線平行，y軸是活塞中心軸線。對標(biāo)定工況進行穩(wěn)態(tài)計算，計算表明，這樣的約束不使活塞產(chǎn)生剛體位移，沒有引入附加載荷，是合理的。

4.2 活塞溫度場的模擬計算結(jié)果分析

計算結(jié)果如圖8所示，活塞溫度分布趨勢合理，最高溫度約為310.7℃，最低溫度119.5℃?；钊斆娌煌瑓^(qū)域溫度差別較大，在燃燒室偏心一側(cè)溫度偏高，排氣側(cè)燃燒室喉口最高溫度達到310.7℃，喉口最低溫度280℃出現(xiàn)在進氣側(cè)，頂面最低溫度出現(xiàn)在進氣側(cè)活塞邊緣為255℃。燃燒室最低溫度出現(xiàn)在最底圈，溫度為237℃，中心部位溫度最高達到260℃。燃燒室溫度差較大，活塞頂部的總體溫度分布是從燃燒室中心到凹坑邊緣先降后升，在燃燒室邊緣到最高溫度值，然后再逐漸降低，直到活塞邊緣。活塞第1環(huán)槽和第1環(huán)岸區(qū)溫度都偏高，第1環(huán)槽區(qū)最高溫度出現(xiàn)在排氣一側(cè)環(huán)槽上端面，達到257℃，第一環(huán)岸區(qū)最高溫度在排氣一側(cè)達到222℃。活塞銷座處最高溫度為201℃，內(nèi)腔最高溫度在燃燒室背面為239℃。

圖9是溫度梯度分布圖。從圖中可以看出，活塞的燃燒室周面及其喉口附近，特別是燃燒室偏離一側(cè)下周面溫度梯度較大，活塞頂面其余地方溫度梯度較小，其原因是活塞頂面在工作中吸收了大量高溫燃氣的熱量，特別是在燃燒室周面、喉口和排氣口吸收的熱量更多。在活塞頂面隨著半徑的逐漸增大，溫度梯度先增大后減小。活塞的3個環(huán)槽區(qū)溫度梯度都比較大，尤其是第1環(huán)槽區(qū)最大，裙部銷孔中心以下溫度梯度小。其原因是活塞頂部吸收的大部分熱量都是通過活塞環(huán)帶走的。內(nèi)腔頂部中心溫度梯度小，回油孔區(qū)域較大。

表3 標(biāo)定工況下活塞的綜合換熱邊界條件

圖8 活塞溫度場

圖9 活塞溫度梯度分布

4.3 溫度的模擬計算值與試驗值對比

圖10 試驗值與計算值對比

活塞溫度特征點計算值與試驗值的對比數(shù)據(jù)如圖10所示。由圖可知，二者很好地吻合，表明計算結(jié)果較準(zhǔn)確，可反映活塞的真實溫度場。

4.4 活塞熱應(yīng)力與熱變形的計算結(jié)果分析

圖11是在標(biāo)定工況下活塞的von Mises熱應(yīng)力云圖。從圖中可以看出，標(biāo)定工況下活塞最大熱應(yīng)力為68.4 MPa，出現(xiàn)在排氣一側(cè)的回油孔頂部。銷座外側(cè)銷孔正上方第3環(huán)岸處熱應(yīng)力也較大，達到41.8 MPa，其主要原因是，該處有明顯的尖角和棱角，使得熱流傳遞過程中熱阻很大，出現(xiàn)熱應(yīng)力集中現(xiàn)象。

活塞內(nèi)腔頂部出現(xiàn)熱應(yīng)力集中，計算結(jié)果顯示活塞內(nèi)腔頂部最大熱應(yīng)力為43.1 MPa。這是由于內(nèi)腔頂部距離燃燒室近，內(nèi)腔頂部沒有進行專門的噴油冷卻，只有四周的回油孔冷卻，因此造成內(nèi)腔頂部中心溫度高、溫差大、熱應(yīng)力集中。

燃燒室進氣側(cè)旁部分底圈出現(xiàn)熱應(yīng)力集中，達到40.2 MPa，這是因為低溫進氣與高溫燃氣交接而產(chǎn)生；活塞頂面進氣口和排氣口的圓周棱角處出現(xiàn)熱應(yīng)力，排氣口處達到32.6 MPa，活塞頭部其余部位基本都在31 MPa以下；銷座和裙部處的應(yīng)力較小，基本都在23 MPa以下。

圖11 標(biāo)定工況下活塞von Mises熱應(yīng)力

圖12標(biāo)定工況下放大50倍的活塞熱變形

圖12 是活塞在標(biāo)定工況下放大50倍的熱變形圖。從圖中可看出，最大熱變形量出現(xiàn)在活塞頂面邊緣排氣口側(cè)，達到0.328 mm，其主要原因是排氣溫度比較高，熱輻射能力強，氣流速度較高，對流換熱加劇，致使這部分溫度很高，變形量最大?；钊斆孢吘壱约罢麄€活塞頭部的變形量都比較大，燃燒室底圈和凸臺的變形量不大?；钊虚g裙部和銷座變形量較小，在0.18 mm以下；內(nèi)腔頂部中心變形量最小，在0.087 mm以下?；钊共肯露俗冃瘟枯^大，達到0.23 mm。活塞整個變形呈兩頭大中間小的趨勢。

5 結(jié)論

（1）結(jié)合活塞換熱邊界條件經(jīng)驗公式，采用有限元試算法與活塞表面特征點實測值進行對比計算，獲得了活塞各表面的綜合換熱邊界條件，且計算值和模擬值較為吻合，表明模擬計算結(jié)果較準(zhǔn)確，可反映活塞的真實溫度場。

（2）計算結(jié)果表明，活塞頂面最高溫度出現(xiàn)在燃燒室喉口部位達到310.7℃，喉口部位最低溫度為280℃，燃燒室溫差達到74℃。所以建議活塞燃燒室及其邊緣喉口處應(yīng)有相應(yīng)的圓角處理，以防止熱應(yīng)力集中和燒蝕現(xiàn)象發(fā)生。

（3）活塞第1環(huán)槽最高溫度為257℃，偏高。這對活塞長時間運行不利，加上環(huán)槽處尖角多，因此在活塞設(shè)計時要特別考慮此處結(jié)構(gòu)，如開隔熱槽。

（4）計算結(jié)果還表明，在標(biāo)定工況下，活塞最大von Mises熱應(yīng)力為68.4 MPa，出現(xiàn)在排氣一側(cè)的回油孔頂部；最大熱變形為0.328 mm，出現(xiàn)在活塞頂面邊緣排氣口側(cè)?；钊幕赜涂?、活塞內(nèi)腔頂部中心、銷座外側(cè)銷孔正上方和燃燒室進氣側(cè)旁底圈部分地方出現(xiàn)熱應(yīng)力集中現(xiàn)象，這些地方在設(shè)計活塞時也要重點考慮。

1陸際清，沈祖京，孔憲清等．汽車發(fā)動機設(shè)計第二冊[M]．北京：清華大學(xué)出版社，1993：67-69．

2 Robinson D,Palaninathan R.Thermal Analysis of Piston Casting Using 3-D Finite Element Method [J].Finite Elements in Analysis and Design,2001, 37(2):85-95.

3馮立巖，高希彥，夏惠民等．8E160柴油機活塞組熱負(fù)荷及機械負(fù)荷耦合分析[J]．內(nèi)燃機學(xué)報，2002，20（5）：441-446．

4嚴(yán)兆大．內(nèi)燃機測試技術(shù)（修訂版）[M]．浙江：浙江大學(xué)出版社，1993：145-149．

5王福民．內(nèi)燃機零部件試驗[M]．天津：天津科學(xué)技術(shù)出版社，1991：196-217．

6薛明德，丁宏偉，王利華．柴油機活塞的溫度場、熱變形與應(yīng)力三維有限元分析[J]．兵工學(xué)報，2001，22（1）：11-14．

7雷基林，申立中等．4100QBZ型增壓柴油機活塞溫度場試驗研究及有限元分析[J]．內(nèi)燃機學(xué)報，2007，25（5）：445-450．

8陸瑞松．內(nèi)燃機的傳熱與熱負(fù)荷[M]．北京：人民交通出版社，1988：24-33，148-150．

9樓狄明，張志穎，王禮麗．機車柴油機組合活塞的換熱邊界條件及熱負(fù)荷[J]．同濟大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2005，33（5）：664-667．

10肖永寧，潘克煜等.內(nèi)燃機熱負(fù)荷和熱強度[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1988：61-62．

Finite Element Thermal Analysis and Temperature Field Measurement of Diesel Engine Piston

Xie Yan1,Xi Mingzhi2,Liu Xiaoli3
（1.Chang'an Automotive Motor Engine R&D Institute,Chongqing 400021,China; 2.School of Energy and Power Engineering,Inner Mongolia University of Technology,Hohhot 010051,China; 3.Bohai Shipbuilding Vocational College,Huludao 125000,China）

For the improved quadrangle combustion chamber of omega shape of the ZH1105W diesel engine,the sixteen characteristic temperatures of the piston on top,outside and inside were measured under the rated power condition through thermocouple contact process.,The geometrical model of the piston was set up with the Pro/E software,the thermal structure of coupling unit was selected,and the model meshing was optimized.The three-dimensional temperature field,stress and distortion of the piston are acquired by combining testing data and finite element calculation.The temperature distribution results of the model under the rated power condition indicate that the highest temperature is 310.7℃at the throat of the combustion chamber,the highest von Mises thermal stress is 68.4 MPa and takes place at outlet hole of piston,and the largest thermal distortion is 0.328 mm and takes place at the head brim near exhaust port, which provides supports for the further optimization of piston.

diesel engine,piston,finite element analysis,temperature field,thermal stress

10.3969/j.issn.1671-0614.2012.03.002

來稿日期：2012-06-27

謝琰（1979-），男，碩士，主要研究方向為動力機械結(jié)構(gòu)CAE分析與設(shè)計方法。