柴油機(jī)活塞瞬態(tài)溫度場(chǎng)有限元分析

劉建敏， 何盼攀， 王普凱， 劉艷斌， 韓立軍

(1. 裝甲兵工程學(xué)院訓(xùn)練部, 北京 100072; 2. 裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系, 北京 100072)

柴油機(jī)活塞瞬態(tài)溫度場(chǎng)有限元分析

劉建敏1， 何盼攀2， 王普凱2， 劉艷斌2， 韓立軍2

(1. 裝甲兵工程學(xué)院訓(xùn)練部, 北京 100072; 2. 裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系, 北京 100072)

利用ANSYS Workbench建立了某高強(qiáng)化增壓柴油機(jī)的活塞-缸套有限元耦合模型，通過插入命令流的方式完成邊界條件的施加，由此得到了活塞的瞬態(tài)溫度場(chǎng)，在此基礎(chǔ)上計(jì)算了活塞的瞬態(tài)熱應(yīng)力。結(jié)果表明：活塞頂面2 mm深度范圍內(nèi)的瞬態(tài)溫度場(chǎng)波動(dòng)較為劇烈，但隨著深度的增加趨于平緩；頂面瞬態(tài)熱應(yīng)力波動(dòng)達(dá)到13.696 MPa，波動(dòng)幅值較大，對(duì)活塞的疲勞壽命造成一定影響。

柴油機(jī)； 活塞； 有限元分析； 瞬態(tài)溫度場(chǎng)； 瞬態(tài)熱應(yīng)力

柴油機(jī)在正常運(yùn)行時(shí)，缸內(nèi)的燃?xì)鉁囟群褪軣岵考砻娴臒崃髅芏瘸手芷谛缘淖兓?。由于活塞與高溫燃?xì)庵苯咏佑|，其頂面1～2 mm深度范圍內(nèi)的溫度變化十分劇烈[1]，由此產(chǎn)生的瞬態(tài)熱應(yīng)力對(duì)活塞的疲勞壽命影響較大。因此，對(duì)活塞進(jìn)行應(yīng)力場(chǎng)和疲勞壽命仿真計(jì)算時(shí)，單純地分析穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)已無法保證仿真的準(zhǔn)確性。

隨著計(jì)算機(jī)硬件的升級(jí)和有限元軟件的不斷優(yōu)化，活塞的瞬態(tài)傳熱研究不斷趨于成熟，其中多部件耦合傳熱的方法應(yīng)用較為廣泛[2]。通過活塞-缸套的整體耦合傳熱分析，將單個(gè)部件復(fù)雜的邊界條件轉(zhuǎn)化成耦合部件的內(nèi)部導(dǎo)熱，不僅提高了計(jì)算精度，同時(shí)也提高了計(jì)算速度?；诖耍P者建立了某高強(qiáng)化增壓柴油機(jī)的活塞-缸套有限元耦合模型，對(duì)其在標(biāo)定工況下(2 000 r/min)的瞬態(tài)溫度場(chǎng)進(jìn)行分析研究，并計(jì)算瞬態(tài)熱應(yīng)力，得到活塞溫度場(chǎng)的波動(dòng)對(duì)活塞熱應(yīng)力的影響規(guī)律。

1 傳熱微分方程

假設(shè)部件為常物性導(dǎo)熱體，活塞與缸套之間為非穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱，則導(dǎo)熱方程[3]為

(1)

高溫燃?xì)馀c活塞、缸套之間的傳熱采用第三類邊界條件,即

Φ=hA(tw-tf)。

(2)

式中：t為溫度；τ為時(shí)間；k為材料的導(dǎo)熱系數(shù)；ρ為材料密度；c為材料比熱容；x、y、z為笛卡爾坐標(biāo)分量；Φ為對(duì)流換熱量；h為對(duì)流換熱系數(shù)；tw為物體溫度；tf為流體溫度;A為活塞與燃?xì)饨佑|面最外層面積。

利用有限元法計(jì)算瞬態(tài)溫度場(chǎng)的一般方程[4]為

(3)

2 活塞-缸套有限元耦合模型

2.1 活塞-缸套的相對(duì)位置關(guān)系

在活塞瞬態(tài)溫度場(chǎng)分析中，假設(shè)活塞只沿缸套做上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)，忽略其徑向擺動(dòng)，則活塞與缸套的相對(duì)位置關(guān)系[5]為

(4)

式中：L為活塞位移；r為曲柄半徑；l為連桿長(zhǎng)度；α為曲柄轉(zhuǎn)角；λ為連桿比。

2.2 網(wǎng)格劃分與邊界條件

利用Pro/E軟件建立活塞-缸套三維耦合模型，將此模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中，并采用Tetrahedrons對(duì)三維耦合模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)定最大網(wǎng)格尺寸為6 mm，最小網(wǎng)格尺寸為2 mm。在劃分網(wǎng)格過程中，忽略耦合模型的倒角、圓角等部分細(xì)節(jié)，并對(duì)活塞外表面和缸套內(nèi)壁面進(jìn)行相應(yīng)的細(xì)化。圖1為劃分網(wǎng)格后的活塞-缸套有限元耦合模型剖面，其單元個(gè)數(shù)為220 518，節(jié)點(diǎn)數(shù)為376 706?；钊?缸套有限元耦合模型的邊界條件如圖2所示。

圖1 活塞-缸套有限元耦合模型剖面

圖2 活塞-缸套有限元耦合模型邊界條件

3 邊界條件的確定

3.1 初始條件

(5)

(6)

式中：Tg為燃?xì)馑矔r(shí)溫度；αg為燃?xì)馑矔r(shí)對(duì)流換熱系數(shù)；φ為曲軸轉(zhuǎn)角；φ0為終了時(shí)刻所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角。

3.2 燃?xì)鈧?cè)

耦合模型的燃?xì)鈧?cè)主要包括活塞頂面和與燃?xì)饨佑|的部分缸套內(nèi)壁面，這2部分與高溫燃?xì)庵g主要通過對(duì)流進(jìn)行熱量交換，因此燃?xì)獾乃矔r(shí)溫度和瞬時(shí)對(duì)流換熱系數(shù)是計(jì)算的關(guān)鍵。基于此，筆者采用零位燃燒模型計(jì)算其熱力過程，求得燃?xì)馑矔r(shí)溫度；對(duì)于高強(qiáng)化的增壓發(fā)動(dòng)機(jī)，采用Woschni經(jīng)驗(yàn)公式[6]計(jì)算燃?xì)馑矔r(shí)對(duì)流換熱系數(shù)。其計(jì)算結(jié)果如圖3所示。

3.3 活塞底部

本文研究的柴油機(jī)采用機(jī)油飛濺潤(rùn)滑的方式對(duì)活塞底部進(jìn)行冷卻，其換熱系數(shù)hoil計(jì)算公式為

(7)

圖3 燃?xì)馑矔r(shí)溫度與瞬時(shí)對(duì)流換熱系數(shù)

式中：t1為缸內(nèi)燃?xì)鉁囟?；t2為活塞頂面溫度；toil為活塞頂下內(nèi)側(cè)壁面的溫度；δ為活塞頂?shù)暮穸取?/p>

3.4 冷卻水側(cè)

氣缸套冷卻水側(cè)壁面溫度沿軸向的變化較為均勻，且與冷卻水的溫度相近，一般情況下可當(dāng)作無相變對(duì)流換熱處理[7]。冷卻水的對(duì)流換熱系數(shù)可由努塞爾數(shù)確定，而努塞爾數(shù)則由迪特斯-波爾特公式計(jì)算得到，即

(8)

式中：Nuf為努塞爾數(shù)；Ref為雷諾數(shù)；Prf為普朗特?cái)?shù)。

3.5 接觸面邊界

活塞與缸套接觸面處存在潤(rùn)滑油膜，可將潤(rùn)滑油膜等效成一維熱阻施加于接觸面處，從而將接觸面處較為復(fù)雜的邊界條件轉(zhuǎn)化為活塞與缸套之間的導(dǎo)熱，同時(shí)也保證了計(jì)算的精度[8]。

4 仿真分析

4.1 瞬態(tài)溫度場(chǎng)

4.1.1 活塞-缸套瞬態(tài)溫度場(chǎng)

在進(jìn)行瞬態(tài)溫度場(chǎng)計(jì)算時(shí)，活塞與缸套之間的相對(duì)位置及燃?xì)獾淖饔妹娌粩嘧兓?，需要?zhǔn)確地確定每個(gè)時(shí)刻活塞的位移以及換熱條件的對(duì)應(yīng)關(guān)系。由于在ANSYS Workbench中，瞬態(tài)熱模塊分析范圍較為單一，無法實(shí)現(xiàn)相關(guān)運(yùn)動(dòng)學(xué)功能?；诖?，筆者采用了瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊，在邊界條件施加時(shí)插入了命令流，以拓展其高級(jí)功能，將分析單元更改為SOLID5三維耦合場(chǎng)實(shí)體單元，使用其結(jié)構(gòu)-熱分析功能，并在后處理中提取溫度，從而完成瞬態(tài)溫度場(chǎng)的直接耦合求解。

以穩(wěn)態(tài)熱分析求得的額定轉(zhuǎn)速下活塞-缸套的穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)作為瞬態(tài)分析的初始條件。柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時(shí)，一個(gè)工作循環(huán)的時(shí)間為0.06 s，瞬態(tài)計(jì)算采用100個(gè)載荷步，則時(shí)間步長(zhǎng)為0.000 6 s，即7.2 ℃A。經(jīng)過時(shí)間步長(zhǎng)的無關(guān)性驗(yàn)證，0.000 6 s的時(shí)間步長(zhǎng)能夠達(dá)到計(jì)算精度。經(jīng)過計(jì)算，得到的活塞上止點(diǎn)時(shí)刻(360 ℃A)和最高溫度時(shí)刻(396 ℃A)的瞬態(tài)溫度場(chǎng)云圖如圖4所示。

圖4 活塞-缸套瞬態(tài)溫度場(chǎng)云圖

由圖4可以看出：活塞-缸套耦合模型的溫度由上至下逐漸遞減，而缸套的總體溫度比活塞要低100 K，這是因?yàn)楦滋淄鈧?cè)冷卻水從缸套外壁面帶走了大量的熱量；同時(shí)，由于在做功沖程中缸內(nèi)的工質(zhì)燃燒放出大量的熱量，使得缸內(nèi)溫度急劇升高，導(dǎo)致活塞表面的溫度在短時(shí)間內(nèi)迅速達(dá)到最大值。

4.1.2 活塞表層不同深度溫度變化規(guī)律

圖5為活塞表層不同深度處的溫度變化曲線?？梢钥闯觯涸谝粋€(gè)工作循環(huán)中，活塞頂面溫度與缸內(nèi)燃?xì)鉁囟葞缀跬阶兓?，此時(shí)的溫度波動(dòng)也最為劇烈(8.79 K)；隨著深度的增加，溫度波動(dòng)趨于平緩，當(dāng)深度>2 mm時(shí)，溫度波動(dòng)范圍很小(<1 K)；同時(shí)受材料熱慣性影響，溫度波動(dòng)的峰值也出現(xiàn)了延遲。

圖5 活塞表層不同深度處的溫度變化曲線

4.2 瞬態(tài)熱應(yīng)力

為了分析溫度波動(dòng)對(duì)活塞熱負(fù)荷的影響，在瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊中對(duì)活塞位移、活塞銷孔面處沿銷孔軸線方向的移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)、活塞底面沿活塞軸線方向的移動(dòng)施加約束，由此求得活塞在一個(gè)工作循環(huán)中不同時(shí)刻的瞬態(tài)熱應(yīng)力。

由于每個(gè)時(shí)刻的最大瞬態(tài)熱應(yīng)力均出現(xiàn)在活塞頂部下表面中心處，因此以該處的熱應(yīng)力為標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)最大熱應(yīng)力時(shí)刻(57.6 ℃A)和最小熱應(yīng)力時(shí)刻(662.4 ℃A)的瞬態(tài)熱應(yīng)力分布云圖進(jìn)行分析，如圖 6所示(為便于分析，對(duì)活塞頂面中心、頂面邊緣和活塞頂部下表面中心3處的熱應(yīng)力進(jìn)行了標(biāo)注)?？梢钥闯觯夯钊斆嬷行牡臒釕?yīng)力波動(dòng)最大，達(dá)到13.696 MPa，頂面邊緣處熱應(yīng)力波動(dòng)為6.450 6 MPa；隨著深度的增加，熱應(yīng)力波動(dòng)幅度不斷減小，在活塞頂部下表面處基本保持恒定。

圖6 活塞-缸套瞬態(tài)熱應(yīng)力場(chǎng)云圖

由于活塞工作時(shí)還承受交變的燃?xì)鈮毫?、銷座支反力、側(cè)推力和慣性力等機(jī)械負(fù)荷，因此需要進(jìn)行熱機(jī)耦合分析，以考察活塞實(shí)際的應(yīng)力場(chǎng)分布情況。但因?yàn)榛钊斆鏌釕?yīng)力波動(dòng)較大，特別是柴油機(jī)實(shí)際工作時(shí)易受外界各種因素的影響而發(fā)生改變，活塞頂面有可能產(chǎn)生更大的瞬態(tài)熱應(yīng)力，從而導(dǎo)致熱機(jī)耦合分析的難度也相應(yīng)增加。

5 結(jié)論

利用有限元軟件計(jì)算了活塞-缸套有限元耦合模型的瞬態(tài)溫度場(chǎng)，在此基礎(chǔ)上得到了活塞的瞬態(tài)熱應(yīng)力場(chǎng)。結(jié)果表明：活塞頂面2 mm范圍內(nèi)溫度場(chǎng)的波動(dòng)較為顯著，最高溫度波動(dòng)達(dá)到8.79 K；活塞頂面中心處的應(yīng)力波動(dòng)達(dá)到13.696 MPa，波動(dòng)幅度較大，這說明溫度場(chǎng)的波動(dòng)對(duì)活塞頂面的熱應(yīng)力有較大影響，是活塞頂面出現(xiàn)疲勞損傷不可忽視的因素。

[1] 原彥鵬，張衛(wèi)正，程曉果，等.高強(qiáng)化內(nèi)燃機(jī)活塞瞬態(tài)溫度場(chǎng)分布規(guī)律研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2005,26(4):35-38.

[2] 孫秀峰，馮立巖，許鋒.內(nèi)燃機(jī)活塞組有限元分析研究進(jìn)展[J].車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2002(10)：10-13.

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[7] 白敏麗，蔣惠強(qiáng)，陳家驊.發(fā)動(dòng)機(jī)活塞組-缸套整體耦合系統(tǒng)瞬態(tài)溫度場(chǎng)數(shù)值模擬[J].小型內(nèi)燃機(jī)，1994，22(4)：12-17.

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(責(zé)任編輯: 尚菲菲)

FEA on Transient Temperature Field of Diesel Engine Piston

LIU Jian-min1, HE Pan-pan2, WANG Pu-kai2, LIU Yan-bin2, HAN Li-jun2,

(1. Department of Training, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China; 2. Department of Mechanical Engineering, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

A coupling finite element model of certain turbocharged diesel engine piston and cylinder is established by using the software of ANSYS Workbench. The transient temperature filed is obtained by inserting the command flow into the boundary condition, and accordingly the transient thermal stress is calculated. The result shows that the transient temperature field fluctuation is active within 2 mm in depth on the piston top, but the fluctuation decreases with the increase of depth; the thermal stress fluctuation on the piston top reaches 13.696 MPa, the level is higher, which affects the fatigue life of piston.

diesel engine； piston; FEA; transient temperature filed; transient thermal stress

1672-1497(2017)02-0044-04

2017-01-14

國家“973”計(jì)劃項(xiàng)目

劉建敏(1963-)，男，教授，博士。

TK421+.1

A

10.3969/j.issn.1672-1497.2017.02.010