基于活塞熱機耦合仿真的柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機替代率研究

張承維, 肖兵, 郭華華， 張生梅

(1. 貴州理工學(xué)院電氣工程系， 貴州 貴陽 550003； 2. 華南理工大學(xué)自動化科學(xué)與工程學(xué)院, 廣東 廣州 510640)

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基于活塞熱機耦合仿真的柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機替代率研究

張承維1, 肖兵2, 郭華華1， 張生梅1

(1. 貴州理工學(xué)院電氣工程系， 貴州 貴陽 550003； 2. 華南理工大學(xué)自動化科學(xué)與工程學(xué)院, 廣東 廣州 510640)

建立了柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機活塞、活塞銷、連桿的有限元模型，分析了活塞在不同替代率下標(biāo)定功率工況時的溫度分布情況，將活塞上某些點處的仿真值與實測值進行了對比，誤差滿足工程要求。將溫度場分布作為熱機耦合的初始條件加載到活塞上，計算活塞熱機耦合作用下的應(yīng)力場和變形場。結(jié)果表明：活塞最高溫度值出現(xiàn)在活塞頂部偏離燃燒室一側(cè)，熱機耦合的最大應(yīng)力出現(xiàn)在銷座內(nèi)側(cè)上部，最大變形值出現(xiàn)在活塞頂部偏離燃燒室的外側(cè)，并隨著替代率的增加而升高。

雙燃料發(fā)動機； 替代率； 活塞； 熱負荷； 熱機耦合

柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機與天然氣單燃料發(fā)動機相比有其獨特優(yōu)點，采用雙燃料發(fā)動機的汽車不受天然氣供應(yīng)基礎(chǔ)設(shè)施限制，柴油摻燒天然氣能使原柴油機達到更低的廢氣排放和更大的經(jīng)濟效益，容易被用戶接受。柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機對比單燃料天然氣發(fā)動機和純柴油發(fā)動機優(yōu)勢明顯，但柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機在全球沒有得到廣泛應(yīng)用，主要原因是這種雙燃料發(fā)動機可靠性不過關(guān)。天然氣對柴油的替代率越高經(jīng)濟性越好，因此雙燃料發(fā)動機改裝廠家在將柴油車改裝成柴油-天然氣雙燃料車時，通常采用較高的替代率。改裝的雙燃料發(fā)動機在運行一段時間后，發(fā)生熱裂、燒損、熔頂、拉缸等惡性事故的概率很高。本研究針對雙燃料發(fā)動機頻繁發(fā)生的故障，對雙燃料發(fā)動機零部件的熱負荷和熱機耦合進行研究。

活塞、缸套、氣門、缸蓋是發(fā)動機受熱負荷較高的零部件，其中活塞一直暴露在高溫、高壓的燃氣中，并隨缸蓋中心線軸向往復(fù)遠動，工作條件非常惡劣，最容易損壞[1-2]?；钊麥囟葓鍪欠裨诳煽胤秶鷥?nèi)，活塞的熱變形是否超過缸套與活塞的間隙，熱應(yīng)力是否影響油膜的正常生成[3-4]，這些對發(fā)動機可靠性有重大影響，是柴油-天然氣發(fā)動機需要深入研究的內(nèi)容。

1 計算模型

1.1 三維立體模型

用Pro/E軟件根據(jù)活塞圖紙來建立活塞的三維精確實體模型，由于燃燒室發(fā)生偏置，活塞不完全對稱，所以需對活塞進行全模型建模。在建立活塞模型時，考慮倒角對熱機耦合應(yīng)力的影響，對活塞進行倒角處理。所建立的三維模型能夠真實再現(xiàn)活塞的實際結(jié)構(gòu)，為有限元分析打好基礎(chǔ)。試驗原機是中國重汽WD615 93，活塞的基本幾何參數(shù)見表1，三維實體模型見圖1。

表1 活塞的基本幾何參數(shù)

1.2 有限元模型

將Pro/E軟件建立的三維實體模型導(dǎo)入ANSYS Workbench14.5軟件中，建立活塞的有限元模型。用四面體網(wǎng)格(Tetrahedrons)對三維模型進行粗分，再用面映射網(wǎng)格劃分工具(mapped face meshing)對每個面的網(wǎng)格進行規(guī)則化處理，最后用refinement對活塞頂面進行細分，得到的節(jié)點數(shù)為224 309，單元數(shù)為144 723，活塞的三維有限元模型見圖2?；钊牟牧蠈ζ浞€(wěn)態(tài)熱負荷分析至關(guān)重要，表2示出了活塞的部分材料參數(shù)。

彈性模量/MPa700000泊松比0.31密度/kg·m-32700導(dǎo)熱系數(shù)/W·(m·K)-1145膨脹系數(shù)/(°C)-12.1×10-5抗拉強度/MPa260

2 載荷邊界條件

2.1 熱載荷邊界條件

活塞在工作過程中，其頂面與高溫高壓燃氣接觸，活塞從燃氣中吸收的熱量占燃料燃燒總熱量的2%～4%[5-6]，當(dāng)活塞達到熱平衡時，一部分熱量從活塞環(huán)區(qū)和裙部通過缸套壁傳到水套中的循環(huán)冷卻

水中，另一部分熱量通過活塞內(nèi)腔、內(nèi)冷油腔傳遞到油霧和冷卻機油中；在進氣過程中，熱量通過活塞頭部傳給新鮮空氣。活塞各部位的邊界條件均采用第三類邊界進行計算[7-8]。

2.1.1 頂部傳熱邊界條件

在一個穩(wěn)定工作循環(huán)過程中，雖然活塞頂面氣體的瞬時溫度和瞬時傳熱系數(shù)變化很大，但是變化周期很短，活塞溫度場只在活塞頂面1～2 mm處波動，而且波動范圍很小，因此整個活塞的溫度場可以看成是穩(wěn)定的。對活塞溫度場進行求解時，需要用到一個工作循環(huán)內(nèi)燃氣的平均溫度和平均傳熱系數(shù)，如式(1)和式(2)所示[1]。

(1)

(2)

式中：Tg，Tgm，ag，agm分別為缸內(nèi)燃氣瞬時溫度、平均溫度、瞬時傳熱系數(shù)、平均傳熱系數(shù)；φ為曲軸轉(zhuǎn)角。

活塞頂面的溫度影響著整個活塞的溫度場分布，需對活塞頂面溫度場進行分區(qū)，根據(jù)Seal-Talor[1]公式得到分區(qū)后各區(qū)的傳熱系數(shù)。式(3)為0

(3)

(4)

式中：r為距活塞中心點的距離；N為活塞中心到達最大傳熱系數(shù)點的距離；ar為活塞徑向任意位置時的傳熱系數(shù)；agm為活塞頂面平均傳熱系數(shù)。

為了求取平均溫度Tgm和平均傳熱系數(shù)agm，需確定燃氣的瞬時溫度和瞬時傳熱系數(shù)。Tg和ag可由GT-Power軟件建模得到，由于篇幅關(guān)系，本研究只對發(fā)動機在標(biāo)定功率工況(功率為213kW,轉(zhuǎn)速為2 200r/min)下，替代率為70%，噴油提前角為11°曲軸轉(zhuǎn)角時的缸內(nèi)壓力和放熱率進行試驗驗證。從圖3可以看出，該模型能夠很好地反映發(fā)動機實際工作狀態(tài)。圖4示出不同替代率時，發(fā)動機氣缸內(nèi)燃氣的瞬時溫度和瞬時傳熱系數(shù)。

2.1.2 內(nèi)冷油腔傳熱邊界條件

為了避免活塞遭受到較高熱負荷而產(chǎn)生破壞，因此設(shè)計了內(nèi)冷油腔，保證活塞能夠充分冷卻?；钊膬?nèi)冷油腔為直立環(huán)形，潤滑油從冷卻噴嘴高速噴入油腔進油孔中，并隨活塞高頻往復(fù)運動后返回油底殼?；钊麅?nèi)冷油腔的環(huán)境溫度為潤滑油溫度，傳熱系數(shù)由經(jīng)驗公式(5)計算得出[1]。

Nuf=0.495Ref0.57D*0.24Prf0.29，

(5)

Nuf=aD/v，D*=D/b，Ref=uD/vf。

(6)

式中：Nuf為努塞爾特準則數(shù)；Ref為潤滑油的雷諾數(shù)；Prf為普朗特數(shù)；a為傳熱系數(shù)；D為冷卻油腔的當(dāng)量直徑；v為潤滑油導(dǎo)熱系數(shù)；b為冷卻油腔的平均高度；u為潤滑油速度；vf為潤滑油運動黏度。

2.1.3 活塞內(nèi)腔傳熱邊界條件

對于活塞內(nèi)腔和油霧進行的熱交換，目前還沒有一個很好的公式來計算活塞內(nèi)腔和油霧的傳熱系數(shù)。根據(jù)熱量平衡關(guān)系，流入活塞內(nèi)油腔的熱量等于流出的熱量，可得其傳熱系數(shù)，如式(7)所示[1]，環(huán)境溫度為油霧溫度。

(7)

式中:T1,T2,Toi分別為活塞頂溫度、活塞內(nèi)腔底部溫度和曲軸箱內(nèi)油霧溫度；k,σ分別為活塞的導(dǎo)熱系數(shù)和活塞頂厚度。

2.1.4 活塞側(cè)面?zhèn)鳠徇吔鐥l件

活塞環(huán)側(cè)面散熱的主要途徑是通過冷卻水和潤滑油，向冷卻水的傳熱是間接過程，冷卻水可以看成是傳熱的終端。在活塞環(huán)槽區(qū)，熱量通過油膜、活塞環(huán)和缸套，然后和冷卻水相交換，是一個對流、熱傳導(dǎo)、對流的過程；在裙部、環(huán)岸區(qū)，熱量通過油膜、缸套和冷卻水相交換，也是一個對流、熱傳導(dǎo)、對流的過程，只是少了活塞環(huán)這個中間過程。本研究活塞活塞環(huán)槽區(qū)、岸區(qū)、裙區(qū)的熱邊界條件參考同類機型數(shù)據(jù)確定，并通過試驗值和計算值進行對比，對活塞熱邊界條件進行修正。表3示出了噴油提前角為11°曲軸轉(zhuǎn)角，替代率為60%，70%，80%時的環(huán)境溫度和傳熱系數(shù)。

表3 環(huán)境溫度和傳熱系數(shù)

續(xù)表

2.2 機械載荷邊界條件

2.2.1 活塞上部氣體力

活塞的上部包括活塞頂面、環(huán)岸、環(huán)槽等區(qū)域，燃氣最大爆發(fā)壓力對活塞的作用見圖5，活塞所受燃氣壓力通過活塞環(huán)逐漸減小，第二道環(huán)槽以下所受燃氣壓力很小，可以忽略不計[8]。

2.2.2 活塞銷座上作用力載荷

活塞銷座上的支反力作用在活塞銷與銷座接觸面上，方向與活塞運動方向相反，力在環(huán)向120°角范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布，沿活塞銷軸向近似按三角形分布[9](見圖6)?；钊N孔正上表面120°角范圍內(nèi)任意一點(x，θ)上的力分布如式(8)所示[10]。

(8)

式中：活塞銷座上的支反力Fl可近視為活塞頂部作用力和活塞組件所受慣性力的合力(見式(9))；l為活塞銷與銷座孔接觸面的長度；qx為銷座上的載荷。

Fl=Fg-Fj。

(9)

式中：Fg為缸內(nèi)燃氣作用在活塞頂部的力(見式(10))；Fj為活塞往復(fù)運動所產(chǎn)生的慣性力(見式(11))。

Fg=(pmax-po)·Ag，

(10)

Fj=-mj·aj=-mjrω2[cosφ+λcos(2φ)]。

(11)

式中：pmax為缸內(nèi)氣體的最高燃燒壓力；po為曲軸箱內(nèi)氣體壓力；Ag為活塞頂?shù)耐队懊娣e，Ag=πD2/4，D為活塞直徑；mj為活塞組件質(zhì)量；r為曲柄半徑；ω為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度；λ為連桿長度與曲柄半徑之比；φ為曲軸轉(zhuǎn)角，這里的φ取最大壓力值所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角。

由式(8)、式(9)、式(10)、式(11)即可得活塞銷孔正上表面120°角范圍內(nèi)任意一點(x，θ)上的載荷q分布(見式(12))[10]。

q=qx(l-x)·cos(1.5(60-θ))。

(12)

式中：x為銷孔軸線方向點至銷孔內(nèi)側(cè)面的距離。

2.2.3 活塞裙部作用力載荷

活塞側(cè)推力主要作用在活塞的裙部，并在裙部按線性分布?；钊麄?cè)推力全部作用在主推力一側(cè)裙部60°角范圍內(nèi)，其作用力分布如式(13)所示[10]。

(13)

式中：l1為裙部的長度；D為活塞直徑；x為點至活塞下底部的距離。

活塞的側(cè)推力指裙部與氣缸接觸時受到的側(cè)壓力，如式(14)所示。

Fn=(Fg+Fj)·tanβ。

(14)

式中：β為連桿偏離氣缸軸線的角度。

(15)

由式(13)、式(14)、式(15)即可確定qx1。則在活塞裙部主側(cè)推力一側(cè)60°角范圍內(nèi)任意一點處的載荷q1分布如式(16)所示[10]。

q1=qx1(l1-x)。

(16)

2.2.4 活塞組件往復(fù)慣性力

活塞組件往復(fù)慣性力以加速度的形式施加在活塞上[11]?；钊M件沿氣缸軸線以加速度aj作往復(fù)變速直線運動。

3 活塞熱負荷分析

3.1 活塞溫度的測量

通過傳熱系數(shù)公式計算出來的傳熱系數(shù)與實際的傳熱系數(shù)之間有一定的差距，因此采用“溫度擬合法”[2]，先根據(jù)經(jīng)驗公式計算得到傳熱系數(shù)，再根據(jù)傳熱系數(shù)得到活塞溫度場，并與實際測點溫度值進行對比，不斷修正邊界條件，直到仿真值與實測值相吻合，即得到準確的邊界條件。本研究采用硬度塞法來測量活塞在測點處的溫度值，其測量原理是利用某些金屬材料經(jīng)淬火后硬度隨回火溫度的升高而下降這一特性來測量溫度，這些金屬材料經(jīng)過回火溫度后，硬度會產(chǎn)生永久性的變化，這種硬度的變化取決于它所經(jīng)受的最高溫度及最高溫度作用的時間。需事先建立回火溫度與硬度的標(biāo)定曲線(見圖7)。活塞溫度測量方法：將淬火后的活塞溫度材料制成一字槽螺釘式硬度塞，然后釘入活塞測點部位(替代率改變后需更換硬度塞)，讓發(fā)動機穩(wěn)定運行2h，卸下硬度塞，拋光表面，并用自動磚塔維氏硬度計測量硬度塞的硬度值，將測量得到的硬度值和硬度-溫度關(guān)系曲線相比較，可得相應(yīng)硬度所對應(yīng)的溫度值，即為活塞測點處的溫度值?；钊麥y點位置見圖8。

3.2 活塞溫度場仿真

圖9示出噴油提前角為11°曲軸轉(zhuǎn)角，替代率分別為60%，70%，80%時的溫度分布?？梢钥闯?，活塞的最高溫度分別為302.95 ℃，317.93 ℃，339.15 ℃，出現(xiàn)在活塞頂部偏離燃燒室一側(cè)的內(nèi)部；ω型燃燒室中心凸起部分的溫度值偏高，活塞裙底部的溫度最低。當(dāng)替代率增加時，活塞頂部最高溫度增加，但均小于360 ℃，在可控范圍內(nèi)；隨替代率的增加，活塞第一環(huán)槽測點處的溫度值增加，活塞第一環(huán)槽的平均溫度增加；活塞內(nèi)腔頂部的溫度增加；當(dāng)替代率為80%時，第一環(huán)槽的平均溫度值超過了230 ℃，會使?jié)櫥彤a(chǎn)生結(jié)焦、積炭從而損壞發(fā)動機，為了保證發(fā)動機長期運行的可靠性，替代率不能超過80%。

表4示出活塞測點處溫度的仿真值與實測值對比?？梢钥闯觯瑴囟鹊膶崪y值與仿真值相吻合，誤差滿足工程要求。

表4 不同替代率時測量值與仿真值對比

續(xù)表

4 活塞熱機耦合模型

將溫度場作為熱機耦合的初始條件加載到活塞上。為了減少求解過程中加載、約束區(qū)域以及附件區(qū)域的應(yīng)力集中現(xiàn)象，需要在活塞的基礎(chǔ)上加入活塞銷和連桿，并對活塞銷和連桿用四面體網(wǎng)格進行劃分，得到活塞的熱機耦合模型(見圖10)?；钊N和連桿的材料參數(shù)見表5。在對活塞進行熱機耦合分析時，很多文獻都給出了自己的約束位置，大多文獻在銷與銷座處加約束[12-15]，對活塞熱機耦合分析影響巨大。為了減少約束對活塞熱機耦合的影響，讓約束遠離活塞，在連桿尾部加了固定約束[3]。

材料參數(shù)銷連桿彈性模量/GPa205.8210泊松比0.280.3密度/kg·m-377507578導(dǎo)熱系數(shù)/W·(m·K)-15450膨脹系數(shù)/(℃)-11.45×10-51.23×10-5

通過GT-Power軟件仿真得到雙燃料發(fā)動機缸內(nèi)最大壓力值和最大壓力值出現(xiàn)的位置：替代率為60%時，最大壓力值14.62 MPa，最大壓力值出現(xiàn)位置373.97°曲軸轉(zhuǎn)角；替代率為70%時，最大壓力值15.01 MPa，最大壓力值出現(xiàn)的位置373.83°曲軸轉(zhuǎn)角；替代率為80%時，最大壓力值15.29 MPa，最大壓力值出現(xiàn)的位置373.78°曲軸轉(zhuǎn)角。將不同替代率下的機械載荷施加在活塞上，得到熱機耦合下的應(yīng)力場和變形場。

圖11示出噴油提前角為11°曲軸轉(zhuǎn)角，替代率為60%，70%，80%時，熱機耦合的應(yīng)力場分布。從圖中可以看出：活塞熱機耦合的最大應(yīng)力值分別為166.1 MPa，170.93 MPa，176.76 MPa，出現(xiàn)在銷座內(nèi)側(cè)的上部；活塞內(nèi)腔頂部外圈的應(yīng)力值相對較大；活塞裙部的最大應(yīng)力值分別為28.15 MPa，29.16 MPa，30. 63 MPa，出現(xiàn)在中凸點位置；活塞第三環(huán)槽底部應(yīng)力值也相對較大，活塞頂部的最大應(yīng)力值出現(xiàn)在排氣口的內(nèi)側(cè)。當(dāng)替代率增加時，最大應(yīng)力值增加，裙部最大應(yīng)力值增加?；钊共刻幍淖畲髴?yīng)力值主要是由活塞的側(cè)推力產(chǎn)生，其值不能過大，過大會使發(fā)動機產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象，嚴重時影響油膜的正常生產(chǎn)，使發(fā)動機產(chǎn)生拉缸故障，從而損壞發(fā)動機。當(dāng)替代率由60%增大到80%時，活塞環(huán)槽處的最大應(yīng)力值從45.65 MPa增加到53.37 MPa，活塞頂部的最大應(yīng)力值從55.63 MPa上升到67.45 MPa。

圖12示出活塞在不同替代率下的變形場。從圖中可看出：活塞上的變形非常不均勻，最大變形量分別為0.432 97 mm，0.453 58 mm，0.481 63 mm，出現(xiàn)在活塞頂部偏離燃燒室一側(cè)的外側(cè)，主要是由于這些地方的溫度梯度較大；最小變形量出現(xiàn)在活塞內(nèi)腔頂部。當(dāng)替代率增加時，活塞的最大變形量上升，活塞裙部的最大變形量上升?；钊敳康淖畲笞冃瘟繘]有超過頂部與活塞的間隙(0.6 mm)，在可控范圍內(nèi)，但是活塞裙部的最大變形量超過了活塞裙部與缸套間隙(0.255 mm)，因此不能保證發(fā)動機的可靠性。

5 結(jié)論

通過GT-Power軟件建立柴油-天然氣雙燃料發(fā)動機仿真模型，用Pro/E軟件建立活塞三維立體模型，用硬度塞法對活塞表面測點處的溫度進行測量，并與仿真值進行對比。將仿真溫度作為初始條件加載在活塞上，在此基礎(chǔ)上加入機械載荷，對活塞的應(yīng)力場和變形場進行仿真計算，得到以下結(jié)論：

a) 最高溫度出現(xiàn)在活塞頂部并隨著替代率的增加而增大，替代率從60%增加到80%時，活塞表面的最高溫度在可控范圍內(nèi)；當(dāng)替代率為80%時，活塞第一環(huán)槽的平均溫度值超過了230 ℃，將會使活塞潤滑油產(chǎn)生積炭、結(jié)焦，從而損壞發(fā)動機；

b) 隨著替代率的增加，活塞各部位的最大應(yīng)力值逐漸增大；裙部的最大應(yīng)力值主要是由側(cè)推力產(chǎn)生，其值過大時，會使發(fā)動機產(chǎn)生敲缸現(xiàn)象，嚴重時影響油膜的正常生成，使發(fā)動機產(chǎn)生拉缸，從而損壞發(fā)動機；

c) 活塞各部位的變形量隨著替代率的增加而增大，要求活塞各部位的變形量不超過該部位與缸套的間隙，如超過將會損壞發(fā)動機；

d) 以發(fā)動機熱負荷和熱機耦合的安全邊界作為初始條件，雙燃料發(fā)動機在標(biāo)定功率工況下的替代率不能超過75%。

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[編輯： 潘麗麗]

Research on Replacement Rate of Diesel and Natural Gas Dual Fuel Engine Based on Thermo-mechanical Coupling of Piston

ZHANG Chengwei1, XIAO Bing2， GUO Huahua1， ZHANG Shengmei1

(1. Department of Electrical Engineering， Guizhou lnstitute of Technology, Guiyang 550003， China；2. School of Automation Science and Engineering， South China University of Technology， Guangzhou 510640， China)

The finite element model of piston, piston pin and connecting rod for diesel-natural gas dual fuel engine was established and the piston temperature distribution at rated power under different replacement rates was analyzed. The simulation values of some locations on the piston were compared with test values and the error between them could meet the engineering requirements. Using temperature filed distribution as Initial conditions of thermo-mechanical coupling, the stress field and deformation field of piston was calculated. The results show that the temperature at the top of piston in one side of combustion chamber is the highest. The stress of thermo-mechanical coupling in the upper position inside piston pin seat is maximum. The deformation at the top of piston outside of the combustion chamber was the most severe and increases with the increase of replacement rate.

dual fuel engine; replacement rate; piston; thermal load; thermo-mechanical coupling

2016-02-17；

2016-03-29

貴州省科學(xué)技術(shù)基金項目(黔科合J字[2014]2080號)；國家自然科學(xué)基金重點項目(61174135)

張承維(1979—)，女，博士，主要從事雙燃料發(fā)動機可靠性方面研究；weiwei433410@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.03.014

TK464

B

1001-2222(2016)03-0071-08