試驗與仿真相結合的發動機活塞熱負荷分析

王毅+楊靖+鄧幫林+張云飛+孫承+劉凱敏

收稿日期：20131025

基金項目：國家高技術研究發展計劃（863計劃）資助項目（2008AA11A114）；湖南省研究生科研創新基金資助項目（CX20108125）

作者簡介：王毅（1986-），男，湖北利川人，湖南大學博士研究生

通訊聯系人，Email：yangjing10@vip.com

摘要：借助硬度塞溫度測試、數值分析手段，結合對改進前活塞的溫度場和熱應力的計算，對發動機改進后活塞的熱負荷狀況進行評估.通過計算活塞傳熱邊界條件，利用有限元分析軟件，對活塞進行溫度場計算，然后利用試驗實測數據對其進行標定，在計算誤差小于5%的情況下，得到改進前與改進后活塞在A工況和B工況下的溫度場分布，最后進行了對應工況的熱應力計算.結果表明在相同工況下發動機改進后活塞最高溫度均比改進前活塞低，最大熱應力比改進前活塞小.在改進前活塞滿足熱負荷要求的前提下，改進后活塞滿足熱負荷要求.

關鍵詞：活塞；硬度塞法；溫度場；熱應力

中圖分類號：U464.134 文獻標識碼：A

Thermal Load Analysis of Engine Piston Combined

Experiment with Simulation

WANG Yi1，2，YANG Jing1，2，DENG Banglin1，2，ZHANG Yunfei1，2，SUN Cheng1，2，LIU Kaimin1，2

（1.State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body， Hunan Univ， Changsha，Hunan410082， China；

2.Research Center for Advanced Powertrain Technology， Hunan Univ， Changsha， Hunan 410082， China）

Abstract： In order to investigate the thermal load distribution of modified piston， it is necessary to analyze temperature field and thermal stress combined simulation with experiments. The FE software was used to simulate the temperature field of the piston after the boundary conditions of thermal transfer were calculated， and then， the results were verified according to experiment data， and the error of calculation was less than 5%. Finally， temperature field and thermal stress were derived under different operating conditions including conditions A and B. The results of investigation show that the maximum temperature and maximum value of thermal stress of modified piston decrease compared with the original piston. The modified piston meets the demand of thermal load based on the original piston meeting the demand of thermal load.

Key words：pistons；plug of hardness method；temperature field；thermal stress

活塞是發動機的主要受熱零件，工作時，處于高溫、高壓、高負荷的惡劣環境，經受周期性交變機械負荷和熱負荷，容易發生故障[1].熱負荷是造成活塞失效的主要因素之一，隨著發動機強化指標的不斷提高，它的影響作用也越來越突出[2-5].為準確計算活塞在各個工況下的應力大小，全面考察活塞的強度，對活塞進行疲勞分析、敲缸分析以及潤滑磨損分析，確定活塞的溫度場分布是進行上述分析的前提[6].因此，活塞溫度場計算的精度顯得尤為重要.目前，活塞溫度場測試試驗主要是硬度塞法，硬度塞安裝方便，同時能夠保證一定的精度.謝琰等人研究了發動機活塞的溫度場[4]，但研究工況比較單一.夏飛等人利用有限元方法研究了活塞溫度場及熱應力[5]，但缺乏試驗的驗證，其研究結果缺乏可信度.由于發動機生產工藝發生變化，需要對發動機活塞進行再設計以滿足現有的工藝要求.活塞熱負荷是否滿足要求是活塞再設計成功與否的重要評價指標.本文通過發動機多次試驗表明，改進前活塞滿足熱負荷要求.計算活塞傳熱邊界條件，利用ABAQUS有限元分析軟件，對活塞進行溫度場計算，然后利用試驗實測數據對其進行標定，在計算誤差小于5%的狀況下，得到改進前與改進后活塞在A工況和B工況下的溫度場分布，最后進行了對應工況的熱應力計算，評估改進后活塞熱負荷是否滿足工程應用要求.

1活塞溫度測試

1.1硬度塞回火曲線的標定

硬度塞法測試溫度的原理是利用某種合金經過淬火后產生永久性硬度變化，在不同的溫度下進行回火，其表面硬度也將隨之變化的現象.對硬度塞材料而言，其回火溫度和硬度變化最好呈直線關系或近似線性關系，同時要求材料在同一回火溫度下硬度值穩定.因此，本次試驗中選用材料為GCr15滾珠軸承鋼.

硬度塞的淬火處理是在氣體保護電爐中進行，硬度測量采用維氏硬度計.淬火后抽取10只硬度塞進行硬度測量，在每只硬度塞上取3個測量點.測量數據表明，淬火后的硬度塞硬度均勻性很好，硬度值偏差在±5 HV內，滿足硬度塞材料要求，如圖1所示.

硬度塞達到所需硬度要求后，進行硬度塞回火試驗，整理回火數據，并利用最小二乘法擬合得到硬度溫度曲線，如圖2所示，誤差分析見表1.

1.2活塞溫度測點布置

活塞主要幾何參數如表2所示.在滿足活塞潤滑性能的前提下，改進前后活塞結構對比如圖3所示，改進后活塞油環槽高度減小，第3氣環槽高度加大，頂部厚度增加.為了準確預測活塞溫度場分布，本次試驗選用20個測點.根據活塞結構，布置硬度塞測點，改進前后活塞測點位置相同，如圖4所示.

1.3發動機試驗

本次試驗分4組進行，即改進前后活塞分別在最大扭矩工況（工況A）和最大功率工況（工況B）下進行試驗，試驗條件見表3.試驗時最大限度地滿足外界條件的一致性，保證發動機前后試驗均在相同狀態下運行.

1.4活塞測點溫度及數據分析

改進前后活塞在兩種不同工況下的測點溫度分別如圖5和圖6所示.從圖中可以看出，在A工況下，改進后活塞大部分溫度測點比改進前相對應測點低，B工況亦如此.同時，A工況下活塞測點溫度較之B工況下測點溫度波動大，這與發動機運行狀況相關，溫度波動大表明A工況運行工況不穩定.

2.2活塞材料屬性

活塞材料為鍛鋁2A80，其密度為2.77 g/cm3，彈性模量為72 GPa，泊松比為0.33，抗拉強度為375 MPa；其他隨溫度變化屬性如表5所示.

2.3活塞傳熱邊界條件的確定

2.3.1活塞頂部傳熱邊界條件

發動機工作過程中，燃料燃燒釋放的熱能轉化為機械能，該過程中活塞頂部直接與高溫燃氣接觸，熱量通過活塞頂面傳到活塞頭部，然后通過冷卻油腔和活塞環將熱量傳給其他冷卻介質[7].根據周期瞬態溫度波動理論[5， 8]，活塞頂面的溫度沿活塞頂法線方向迅速衰減，而這個溫度的波動只發生在活塞頂面1～2 mm的表層，不對活塞的溫度場產生較大的影響，所以在某一特定工況下，一般將活塞溫度場近似為穩定的溫度場.

活塞頂面的傳熱邊界條件包括傳熱系數和燃氣溫度.此次試驗測試了發動機的氣缸壓力，已知燃氣壓力及氣缸容積后，根據式（1）計算氣缸瞬時溫度，B工況氣缸壓力曲線如圖8所示.

Tg=PgVmR.（1）

瞬時放熱系數采用艾歇伯格（Eickelberg）公式[9]計算，即

αg=7.83umPgTg.（2）

式中：um為活塞平均速度；Pg為氣體瞬時壓力（MPa）；Tg為氣體瞬時溫度（K）.

計算氣缸內瞬時壓力和溫度后，根據式（3）和式（4）計算每個循環的平均對流放熱系數和平均溫度[6].

αgm=∫7200 αg720dθ，（3）

Tgm=∫7200αgTg720dθαgm. （4）

氣缸工作容積隨曲軸轉角的變化關系為[8]：

V=

Vs22εc-1+1-cosφ+1λs1-1-λ2ssin2φ. （5）

式中：Vs為氣缸總容積；εc為發動機壓縮比；λs為發動機曲柄連桿比.

為了更精確地分析活塞頂面傳熱邊界，對活塞頂部進行分區.根據活塞試驗所得式（6），（7）來進行活塞頂面傳熱系數分區[6]，根據本文研究發動機結構參數，計算中N=38.8 mm是式（6）和式（7）的分界點.

αr=2αm1+e0.1N1.5e0.1r25.41.5，0

αr=2αm1+e0.1N1.5e0.12N-r25.41.5，N

2.3.2活塞內腔傳熱邊界條件

活塞內腔換熱系數跟活塞內腔溫度與曲軸箱內部氣流的流動狀況相關.活塞內腔表面的換熱系數為：

αoil=（T1-T2）kT1-Toilσ.（8）

式中：T1，T2和Toil分別為活塞頂部溫度、活塞內腔底部溫度和曲軸箱氣體溫度；k，σ分別為活塞的導熱系數、活塞頂厚度；αoil為活塞內腔表面與曲軸箱氣體的換熱系數.

2.3.3活塞側面傳熱邊界條件

活塞火力岸、環槽和裙部換熱系數比較難確定，目前一般采用經驗公式來確定.傳熱模型如圖9所示，影響這些區域的傳熱系數的因素主要有：氣膜、油膜、活塞環、缸套的厚度，還有油膜、活塞環、缸套的換熱系數和缸套與冷卻水之間的換熱系數，式（9）～（14）為活塞側面區域的換熱系數求解公式.

火力岸換熱系數為：

1αk=n1λ3+bλ2+1αw. （9）

第1氣環槽下緣換熱系數為：

1αk=0.95n1λ3+bλ2+1αw. （10）

第2氣環槽下緣換熱系數為：

1αk=dλ3+bλ2+n2λ2+m22λ1+m22λ0. （11）

油環上下緣表面換熱系數為：

1αk=dλ3+bλ2+c0λ0+n0λ0+1αw. （12）

環槽內側表面換熱系數為：

1αk=dλ3+bλ2+l0λ0+n0λ0+1αw. （13）

活塞裙部表面換熱系數為：

1αk=Δ2λ0+bλ2+1αw. （14）

式中：λ1為燃氣的導熱系數；λ2為缸套的導熱系數；λ3為活塞環的導熱系數；λ0為機油的導熱系數；αw為缸套和水腔之間的換熱系數；Δ2為活塞裙部與缸套的間隙；b為缸套厚度；l0為油環厚度；d為環傳熱中心間距；n1，n2分別為油環與第3氣環的環外間隙.活塞兩個工況下各個區域的對流換熱邊界條件見表6.

3計算結果及分析

3.1溫度場計算結果及分析

不同工況下改進前與改進后活塞與試驗對比如圖10～圖13所示，對比結果表明計算值與試驗值吻合較好，誤差均小于5%，有效驗證了此次計算的精度達到工程應用要求.

改進前與改進后活塞在2種不同工況下溫度場計算結果如圖14～圖17所示.從結果可以看出，兩種狀態下，改進前最高溫度為298.8 ℃，改進后活塞最高溫度為278.5 ℃，改進后最高溫度比改進前有所降低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低.改進后油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前活塞略高.這主要是因為改進后活塞油槽結構所引起的，油環槽高度降低，活塞頭部熱量更好的向活塞裙部傳遞，活塞裙部的熱量則通過第三氣環槽的活塞環散熱，減少了熱量的累積，同時減小了溫度梯度.

活塞內腔頂部路徑溫度分布如圖18和圖19所示，改進后活塞第3氣環槽加寬使得活塞散熱更好，因此，A狀態下，改進前活塞溫度梯度比改進后大，表明沿此路徑，改進前活塞熱應力比改進后活塞大.B狀態下所表現出來的此種現象更加明顯.

3.2活塞熱應力分析

根據溫度場分布，結合有限元分析軟件，計算出活塞的熱應力，其結果對評價活塞熱強度具有一定的指導意義.活塞在不同工況下熱應力計算結果如圖20～圖23所示，結果表明各處的熱應力均在50 MPa以下，滿足材料強度要求；其最大熱應力主要集中在活塞內腔頂部、活塞油環槽下邊緣、活塞減重孔邊緣處.改進后的活塞熱應力均有明顯下降，尤其是活塞頂部的內表面處.

4結論

1）在相同工況下，改進后活塞最高溫度比改進前最高溫度低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低，油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前略高.

2）在狀態A和狀態B下，改進后活塞熱應力最大值比改進前活塞熱應力均有減小.

3）通過試驗與仿真相結合分析活塞溫度場及熱應力分布狀況是解決活塞熱負荷問題的有效途徑，結構改進后溫度分布和熱應力均得到有效改善.

參考文獻

[1]楊進華.微型HCCI自由活塞發動機工作過程實驗及數值模擬研究[D].鎮江：江蘇大學能源與動力工程學院，2012.

YANG Jinhua.Study on experiments and numerical simulation of working process of micro HCCI freepiston engine[D].Zhenjiang： School of Energy and Power Engineering，Jiangsu University， 2012. （In Chinese）

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[6]張桂昌.基于熱機耦合的柴油機活塞系統敲擊噪聲與潤滑研究及優化設計[D].天津：天津大學機械工程學院，2012.

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[7]仲杰.活塞噴油振蕩冷卻的穩、瞬態模擬計算及活塞溫度場分析[D]. 濟南：山東大學能源與動力工程學院，2012.

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[9]王國強.船舶柴油機活塞和缸套溫度場有限元分析[D].大連：大連海事大學輪機工程學院，2012.

WANG Guoqiang.FEA for the thermal field of the piston and cylinder liner in marine diesel engine[D].Dalian：College of Marine， Dalian Maritime University， 2012. （In Chinese）

3計算結果及分析

3.1溫度場計算結果及分析

不同工況下改進前與改進后活塞與試驗對比如圖10～圖13所示，對比結果表明計算值與試驗值吻合較好，誤差均小于5%，有效驗證了此次計算的精度達到工程應用要求.

改進前與改進后活塞在2種不同工況下溫度場計算結果如圖14～圖17所示.從結果可以看出，兩種狀態下，改進前最高溫度為298.8 ℃，改進后活塞最高溫度為278.5 ℃，改進后最高溫度比改進前有所降低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低.改進后油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前活塞略高.這主要是因為改進后活塞油槽結構所引起的，油環槽高度降低，活塞頭部熱量更好的向活塞裙部傳遞，活塞裙部的熱量則通過第三氣環槽的活塞環散熱，減少了熱量的累積，同時減小了溫度梯度.

活塞內腔頂部路徑溫度分布如圖18和圖19所示，改進后活塞第3氣環槽加寬使得活塞散熱更好，因此，A狀態下，改進前活塞溫度梯度比改進后大，表明沿此路徑，改進前活塞熱應力比改進后活塞大.B狀態下所表現出來的此種現象更加明顯.

3.2活塞熱應力分析

根據溫度場分布，結合有限元分析軟件，計算出活塞的熱應力，其結果對評價活塞熱強度具有一定的指導意義.活塞在不同工況下熱應力計算結果如圖20～圖23所示，結果表明各處的熱應力均在50 MPa以下，滿足材料強度要求；其最大熱應力主要集中在活塞內腔頂部、活塞油環槽下邊緣、活塞減重孔邊緣處.改進后的活塞熱應力均有明顯下降，尤其是活塞頂部的內表面處.

4結論

1）在相同工況下，改進后活塞最高溫度比改進前最高溫度低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低，油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前略高.

2）在狀態A和狀態B下，改進后活塞熱應力最大值比改進前活塞熱應力均有減小.

3）通過試驗與仿真相結合分析活塞溫度場及熱應力分布狀況是解決活塞熱負荷問題的有效途徑，結構改進后溫度分布和熱應力均得到有效改善.

參考文獻

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3計算結果及分析

3.1溫度場計算結果及分析

不同工況下改進前與改進后活塞與試驗對比如圖10～圖13所示，對比結果表明計算值與試驗值吻合較好，誤差均小于5%，有效驗證了此次計算的精度達到工程應用要求.

改進前與改進后活塞在2種不同工況下溫度場計算結果如圖14～圖17所示.從結果可以看出，兩種狀態下，改進前最高溫度為298.8 ℃，改進后活塞最高溫度為278.5 ℃，改進后最高溫度比改進前有所降低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低.改進后油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前活塞略高.這主要是因為改進后活塞油槽結構所引起的，油環槽高度降低，活塞頭部熱量更好的向活塞裙部傳遞，活塞裙部的熱量則通過第三氣環槽的活塞環散熱，減少了熱量的累積，同時減小了溫度梯度.

活塞內腔頂部路徑溫度分布如圖18和圖19所示，改進后活塞第3氣環槽加寬使得活塞散熱更好，因此，A狀態下，改進前活塞溫度梯度比改進后大，表明沿此路徑，改進前活塞熱應力比改進后活塞大.B狀態下所表現出來的此種現象更加明顯.

3.2活塞熱應力分析

根據溫度場分布，結合有限元分析軟件，計算出活塞的熱應力，其結果對評價活塞熱強度具有一定的指導意義.活塞在不同工況下熱應力計算結果如圖20～圖23所示，結果表明各處的熱應力均在50 MPa以下，滿足材料強度要求；其最大熱應力主要集中在活塞內腔頂部、活塞油環槽下邊緣、活塞減重孔邊緣處.改進后的活塞熱應力均有明顯下降，尤其是活塞頂部的內表面處.

4結論

1）在相同工況下，改進后活塞最高溫度比改進前最高溫度低，改進后活塞頂部區域溫度比改進前低，油環槽溫度與活塞裙部區域溫度改進后比改進前略高.

2）在狀態A和狀態B下，改進后活塞熱應力最大值比改進前活塞熱應力均有減小.

3）通過試驗與仿真相結合分析活塞溫度場及熱應力分布狀況是解決活塞熱負荷問題的有效途徑，結構改進后溫度分布和熱應力均得到有效改善.

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