活塞結構參數對柴油機活塞傳熱與溫度場的影響分析

鄧晰文，雷基林※，文 均,，溫志高，申立中

（1. 昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500；2. 成都銀河動力有限公司，成都 610505）

活塞結構參數對柴油機活塞傳熱與溫度場的影響分析

鄧晰文1，雷基林1※，文 均1,2，溫志高2，申立中1

（1. 昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500；2. 成都銀河動力有限公司，成都 610505）

為了降低活塞熱負荷，降低活塞熱疲勞失效概率，以一款高壓共軌柴油機活塞作為研究對象，結合活塞溫度試驗測試，建立了活塞傳熱仿真分析模型，采用單因素掃值法和正交試驗分析了活塞銷座長度、活塞銷孔直徑、第一環岸厚度以及回油孔距離4個結構參數對活塞溫度場分布的影響。研究發現，活塞結構對活塞傳熱與溫度場分布有一定的影響，第一環岸厚度對活塞傳熱與溫度場的影響最大。活塞的最高溫度隨著第一環岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一環槽的溫度隨著第一環岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。銷座和回油孔結構對活塞溫度場影響較小。最優方案是銷座長度72.5 mm、銷孔直徑35 mm、火力岸厚度8 mm、回油孔相距53 mm的活塞，可以使活塞最高溫度降低至374.3 ℃。為優化活塞傳熱提供參考。

柴油機；活塞；結構優化；參數；傳熱；溫度場

鄧晰文，雷基林，文 均，溫志高，申立中. 活塞結構參數對活塞傳熱與溫度場的影響分析[J]. 農業工程學報，2017，33(10)：102－108. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

Deng Xiwen, Lei Jilin, Wen Jun, Wen Zhigao, Shen Lizhong. Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(10): 102－108. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

0 引 言

近年來，為了滿足越來越嚴格的汽車節能減排法規的要求，多氣門技術、可變截面渦輪增壓技術、廢氣再循環技術、電控高壓燃油噴射技術以及尾氣后處理技術等在柴油機上的廣泛應用，使得柴油機在解決汽車能源和排放問題的同時，其強化程度越來越高[1-2]，結構越來越緊湊，致使柴油機的熱負荷增加，受熱部件的冷卻更加困難，零部件疲勞破壞導致的可靠性問題日益顯著?；钊鳛椴裼蜋C燃燒室的重要組成部件，其頭部直接與高溫燃氣接觸，使得活塞頂面最高溫度已經達到 400 ℃左右[3]。高的燃氣溫度不僅增加了活塞的熱負荷，而且降低了活塞材料的機械性能[4]，從而降低了活塞的熱疲勞壽命。對柴油機各類重大故障的統計研究發現，受熱零部件的熱疲勞損傷約占11%[5]，其中最具代表性的是活塞頂面的熱裂紋[6]。

影響活塞熱疲勞壽命的影響因素較多，除了活塞材料和制造工藝外[7-8]，活塞的結構設計對其熱疲勞壽命有較大影響。近年來，主要通過優化活塞結構[9-11]、采用內冷油道機油振蕩流動強化傳熱方式[12-15]和表面涂層技術[16-17]等方式來減小活塞熱負荷和降低活塞溫度[18]。為了滿足活塞頭部可靠性，保證環槽等活塞各個部位的溫度合理，這些約束條件使得在高強化柴油機上優化內冷油道結構的裕度很小[19-20]。表面涂層技術是大幅降低活塞溫度的有效隔熱措施，但因涂層與活塞結合力小且涂層有較大內應力等缺點[21-22]，在國內少見成熟應用。然而，活塞結構的變化將影響活塞表面換熱與活塞傳熱特性，進而影響活塞溫度場的分布和溫度梯度[23]，系統研究活塞結構參數對活塞傳熱與熱負荷的影響關系對活塞優化設計有一定的理論指導意義。

為此，以一款滿足國五排放限值的高壓共軌柴油機鋁合金活塞作為研究對象，結合活塞表面特征點溫度試驗測試，采用有限元仿真分析方法建立了活塞傳熱仿真分析模型。系統分析活塞的溫度場分布，研究活塞銷座長度，活塞銷孔直徑、第一環岸厚度以及面窗同側兩回油孔距離4個結構參數對活塞傳熱與溫度場分布的影響。

1 試驗測試與分析

1.1 發動機主要性能參數

試驗機型為云內動力股份有限公司的 D19型柴油機，該柴油機是一款滿足國五排放限值的直列 4缸、四沖程電控高壓共軌柴油機，其主要結構和性能參數見表1所示。

1.2 活塞溫度場測試與分析

1.2.1 活塞溫度測點布置

活塞溫度場的測試方法[24]有很多，其中硬度塞測溫法無需引線，簡便易行，而且可以測試活塞多個點的溫度，有對活塞溫度分布和強度的影響小，測量精度高等特點[25]，故選擇硬度塞測溫法進行試驗測試。硬度塞材料選用GCrl5軸承鋼?；钊砻鏈y點布置見圖1所示，共計布置了15個測點，其中ω燃燒室中心1個點，燃燒室喉口、第一環岸和第二環岸各均布 4個點，銷座上方布置2個點。

表1 試驗機型主要參數Table 1 Main parameters of test engine

圖1 硬度塞測點分布示意圖Fig.1 Hardness measuring point distribution diagram of hardness plug

1.2.2 活塞溫度測試結果與分析

活塞溫度場測試選擇活塞熱負荷較高的發動機標定功率工況（110 kW，4 000 r/min），在標定功率工況持續運轉2 h后，停機取出硬度塞測試硬度值，對照圖2所示的硬度值與回火溫度關系的標定曲線[26]，獲得標定工況下活塞各測點溫度值見表2所示。

從表2中可以看出，整個活塞的溫度分布很不均勻，活塞的最高溫度為 382 ℃，位于燃燒室喉口（測點編號1）。在活塞同一區域的 4個不同位置的溫度有差異，其中第一環岸的4個測點溫差最大，相差32 ℃。由于第一環的密封作用和內冷油道的極強的冷卻性能，使得第一環岸與第二環岸的平均溫度差為103.75 ℃，活塞銷座的溫度超過210 ℃。綜上所述，活塞頭部的溫度梯度很大，故活塞頭部熱應力也很大?；钊谠摴r下長時間運行，有發生熱疲勞破壞的危險。

圖2 硬度塞硬度值與回火溫度關系的標定曲線Fig.2 Calibration curve of hardness value and tempering temperature of hardness plug

表2 活塞測點溫度Table 2 Piston temperature of measuring points

2 活塞傳熱仿真模型的建立

在活塞溫度場測試的基礎上，使用有限元法進行模擬仿真以獲得更為詳細的溫度場數據，為優化活塞結構降低活塞溫度奠定基礎。由于活塞外形較為復雜，其細節特征對活塞傳熱都有影響，因此在建立活塞傳熱仿真模型時，完全保留了活塞實體的細節特征，并將活塞銷、一環槽鑲圈與活塞一起作為裝配耦合模型進行建模[27-29]。活塞組三維實體模型和有限元網格模型見圖3所示。

圖3 活塞組的三維模型與網格模型Fig.3 3D model and grid model of piston group

在對活塞組進行網格處理時，對活塞頂面、ω燃燒室、活塞銷座、回油孔等結構復雜的位置進行了網格局部加密，網格尺寸設為1 mm，其他位置全部采用2 mm。最終網格數為452 072，節點數為735 982。裝配接觸部位的網格屬性為小滑移，摩擦系數為 0.15?；钊褂娩X合金材料，鑲圈用鑄鐵，活塞銷使用優質碳鋼，具體的材料特性見表 3所示?；钊鱾€表面的熱邊界條件通過經驗公式試算，然后結合表 2的試驗測試值不斷修正熱邊界條件[30]，保證試驗值與仿真值相差不超過2%，獲得如圖4所示位置的最終熱邊界條件（見表4所示）。采用該邊界條件計算得到標定功率工況下活塞溫度場見圖5所示。

表3 活塞組的材料特性Table 3 Material properties of piston group

由圖 5可知，活塞的整體溫度分布不均勻，最高溫度為 382.6 ℃，出現在燃燒室喉口處。最低溫度出現在活塞裙部最底部，最低溫度為 162.1 ℃。第一環岸最高溫度出現在靠近活塞頂面位置，最高溫度 364.6 ℃。第二環岸平均溫度為 235 ℃。內冷油腔溫差很大，分布在221～318 ℃之間。

圖4 活塞各邊界位置Fig.4 Boundary locations of piston

表4 活塞最終的熱邊界條件Table 4 Final thermal boundary conditions of piston

圖5 活塞溫度場和主要位置溫度示意圖Fig.5 Temperature field of piston and temperature of key positions

3 結構參數單因素掃值分析

3.1 結構參數的選擇

由上文可知，活塞的溫度梯度很大。這將導致活塞局部位置有很大的熱應力。

1）在活塞頂面尤其是在燃燒室喉口區域的溫度很高且溫度梯度大，加之喉口處的小圓弧結構，極易出現熱應力集中，而第一環岸的厚度影響著燃燒室喉口的過渡圓弧大小和活塞散熱路徑；

2）活塞銷座位置（特別是銷座上方尖角處），受結構上明顯的尖角和快速的圓弧過渡的影響，在熱傳導過程中會形成熱阻，致使該處溫度分布不均勻，容易出現熱應力集中現象。活塞內腔距離燃燒室底部較近，四周有環形內冷油腔和回油孔進行冷卻，兩側銷座位置處活塞的壁厚會增加，這將阻礙熱量在活塞內傳導，導致內腔頂部中央區域溫度較高，使得整個內腔頂部區域的溫差大，容易形成較大熱應力。而銷座的長度與銷孔的直徑直接影響著該處的壁厚與過渡圓弧的大小。

3）活塞回油孔的結構復雜，長期受高溫機油沖刷，在高的缸內爆發壓力和溫度的耦合作用下，也會有很大的應力集中。

因為溫度梯度大和復雜的幾何結構等因素，活塞燃燒室喉口、活塞銷座和回油孔處容易出現熱應力集中現象。故選擇活塞銷座長度（A），活塞銷孔直徑（B）、第一環岸厚度（C）以及面窗同側兩回油孔距離（D）4個主要結構參數，研究活塞溫度場的變化規律，結構參數如圖6所示。

圖6 結構參數示意圖Fig.6 Structure parameters diagram of piston

3.2 參數設計方案

上述活塞的 4個結構參數變化的數值界限為不明顯降低該發動機性能和滿足活塞可靠性的要求的經驗設計的極限尺寸，然后等分為 5個水平進行分析，主要結構參數設計方案見表 5所示。在固定其他結構參數不變的情況下，改變其中某一個參數，采用單變量掃值的方法研究不同結構參數對活塞溫度場分布和活塞傳熱的影響的變化規律。所有設計方案采用的熱邊界條件均按表 4進行施加。

表5 各因子水平值Table 5 Factor levels

3.3 各特征參數對活塞傳熱影響分析

選取活塞最高溫度、第一環槽的最高溫度、內腔頂面最高溫度、銷座上方尖角處溫度作為分析對比目標值，進行各影響參數對活塞傳熱的影響的變化規律，如圖 7所示。

由圖7分析發現：銷座長度（A）的變化會將改變活塞內腔的壁厚，進而改變其熱傳導路徑，但是通過分析發現，大部分熱量依然是通過內冷油腔和環區進行耗散，銷座長度的變化并沒有改變內腔頂面的傳熱狀況，只對第一環槽、銷座上方尖角區域有部分影響，對活塞的整體溫度場影響很小。

銷孔直徑（B）的改變會使活塞銷孔壁面與活塞的內冷油腔和環區的相對位置發生變化。隨著銷孔直徑的增加，銷孔壁面與活塞環區和內冷油腔的距離減少，會使更多熱量從銷孔處耗散，使得銷座上方尖角區域溫度降低，最多降低6 ℃。對活塞整體溫度場影響不大。

圖7 結構參數對活塞關鍵位置的溫度的影響規律Fig.7 Influence of structure parameters on temperature of piston key position

第一環岸厚度（C）影響第一環槽的溫度分布，導致活塞環的運動狀態和第一環的密封性和可靠性發生變化，從而影響機油耗與漏氣量等。增加第一環岸的厚度，使活塞頂部和燃燒室到環區和內冷油腔以及內腔頂部等熱量耗散的主要區域的距離增加，活塞頭部熱量傳遞受阻，結果使活塞最高溫度大幅增加，最多增加13.8 ℃?；钊^部熱量傳遞受阻，使得更少的熱量傳入第一環槽，加之內冷油腔冷卻能力不變，使得第一環槽處溫度隨著第一環岸厚度的增加而降低，最多降低16 ℃。內腔頂面的溫度隨著第一環岸厚度增加而增加，最多增加6.1 ℃。由于銷座離活塞頂面較遠，第一環岸的厚度的變化對銷座區域的溫度場幾乎沒有影響。

面窗同側回油孔的距離（D）對活塞的整體溫度變化很小。增加該距離會使活塞的最高溫度和內腔頂面溫度略有降低，會使活塞銷座尖角處的溫度減少，最多降低5 ℃。由于回油孔的方向不變，同側回油孔之間的距離的改變會使回油孔本身的壁面與活塞外圓表面的夾角發生變化，其間圓弧過渡也會發生變化，在機械負荷和熱負荷耦合作用下，使得該處應力更加敏感。

活塞結構參數的變化對活塞接受來自燃氣側的熱量的影響很小，這些結構參數在對其主要影響的區域傳熱與溫度分布產生影響時，也會使得活塞其他位置的溫度分布發生較小變化。

4 結構參數正交試驗設計

為研究上述 4個活塞結構參數對其傳熱特性影響的主次順序和最優組合，采用正交試驗的方法確定各個參數對活塞傳熱的影響程度。為提高計算效率，分別取上述試驗中的最大值、最小值和中間值設為相應水平值，得到正交試驗設計的因素水平表，如表6所示。

表6 正交試驗的因子水平值Table 6 Factor levels of orthogonal test

上文已對各個參數進行單因素掃值分析了，在不考慮因素間交互作用的情況下，不設空列，選取L9(34)正交表，如表7所示。并對對表中9個方案進行活塞傳熱分析，所有設計方案采用的熱邊界條件均按表4進行施加，提取 9組計算結果中的最高溫度作為研究目標。利用極差分析尋找試驗的主次因素、最優水平、最優組合。

從表7中可知，影響活塞最高溫度的各因素權重為C>D>A>B。其中，第一環岸厚度對活塞溫度影響最大，其影響比例達到57.8%，其次是回油孔相對位置和銷座長度，影響最小的因素是銷孔直徑。較優的水平為A(I)、B(II)、C(I)、D(III)，對應的最佳方案是銷座長度為72.5 mm、銷孔直徑為 35 mm、火力岸厚度為8 mm、回油孔相對位置為53 mm的活塞。以最優方案進行活塞三維建模，施加表 4所示的熱邊界條件進行傳熱分析，得到如圖 8所示的活塞溫度場?；钊淖罡邷囟冉档椭?74.3 ℃，比正交試驗中最低的375.1 ℃（試驗號8）還低 0.8 ℃?？梢娬辉囼灥贸龅淖顑灲M合結果能夠使活塞獲得更低的溫度。

表7L9(34)正交試驗及極差分析Table 7 Orthogonal test and range analysis

圖8 優化之后的活塞溫度場Fig.8 Optimized temperature field of piston

5 結 論

1）結合活塞表面溫度測試，建立了活塞傳熱的有限元模擬仿真模型，得到了活塞傳熱分析的準確的熱邊界條件與活塞詳細的溫度場分布。分析發現，活塞的整體溫度分布不均勻，最高溫度為 382.6 ℃，出現在燃燒室喉口處。最低溫度出現在活塞裙部最底部，最低溫度為162.1 ℃。第一環岸最高溫度出現在靠近活塞頂面位置，最高溫度364.6 ℃。第二環岸平均溫度為235 ℃。內冷油腔溫差很大，分布在221～318 ℃之間。

2）在研究的4個結構參數中，第一環岸厚度對活塞傳熱與溫度場的影響最大，主要影響活塞頭部的傳熱與溫度場的分布。活塞的最高溫度隨著第一環岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一環槽的溫度隨著第一環岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。銷座結構主要影響活塞油環下側區域和銷座區域的傳熱與溫度場的分布。面窗同側回油孔的距離對活塞溫度場影響很小?；钊Y構參數的變化對活塞接受來自燃氣側的熱量的影響很小，這些結構參數在對其主要影響的區域傳熱與溫度分布產生影響時，也會使得活塞其他位置的溫度分布發生較小變化。

3）通過正交試驗找到了這4個結構參數的最優取值組合，對應的最佳方案是銷座長度為72.5 mm、銷孔直徑為35 mm、火力岸厚度為8 mm、回油孔相對位置為53 mm的活塞。通過分析發現，最優方案可以使活塞最高溫度降低至374.3 ℃。

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Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston

Deng Xiwen1, Lei Jilin1※, Wen Jun1,2, Wen Zhigao2, Shen Lizhong1
(1.Yunnan Province Key Laboratory of Internal Combustion Engine, Kunming University of Science and Technology, Kunming650500,China; 2. Chengdu Galaxy Power co., LTD, Chengdu610505,China)

In order to meet the requirements of increasingly more stringent regulations of energy conservation and emissions reduction for automotive engines, many new technologies have been applied, such as multi-valve structures, variable geometry turbochargers, exhaust gas recirculation (EGR), and electronic controlled high-pressure fuel injection systems. On the other hand, the strength of the diesel engine is higher and higher, and the temperature field distributions of the engine parts are more uneven, such as pistons and cylinder head. The optimized piston structure, the inner cooling gallery structure, and the surface coating technology have become main ways to decrease heat load and optimize the temperature distributions of piston. The phenomenon of the thermal stress concentration is caused by uneven distribution of temperature field of the piston of internal combustion engine. In order to further study the temperature field distribution of the piston, a piston of high pressure common rail diesel engine which met the emission limit of Level 5 in China was treated as the research object. Combined with the temperature test of the feature points of piston surface using hardness plug, a heat transfer model of the piston group was established by using the finite element method. The enchased ring and pin were considered in the simulation model. A temperature field of piston was obtained by using the simulation model. Through the analysis it was found that some key locations of piston were prone to thermal stress concentration, such as the upside of the pin boss, the pin hole, the piston head and the 2 oil holes. Therefore, the length of the piston pin boss, the diameter of the pin hole, the height of the top land and the distance of 2 oil holes were treated as structural parameters. The influences of piston structure on heat transfer and temperature field were analyzed by using the single parameter sweep method and the orthogonal experiment method. The study found that the temperature distribution of the piston was not uniform. The maximum temperature of 382.6 ℃ appeared at the bowl edge of combustion chamber, and the minimum temperature of 161.1 ℃ appeared at the bottom of piston skirt. The piston structures had some influence on heat transfer performance and the temperature field distribution of the piston. Among the 4 structural parameters in this study, the height of the top land had the most influence on heat transfer and temperature field, the oil hole position ranked the second, and the pin hole diameter had the minimum. The top land height had the major influences on the distribution of temperature field of piston head. The maximum temperature of the piston increased by 13.8 ℃ with the increasing of the height of the top land. On the other hand, the maximum temperature of the first groove decreased by 16 ℃with the increasing of the height of the top land of the piston. The pin boss structure had the major impact on the regions under the oil ring and the regions of pin boss. The oil hole position had a little effect on heat transfer and temperature field of piston.In addition, if a piston structural parameter was changed, heat quantity conducted from gas side still remained almost the same.Therefore, the variation of the structure parameter could only affect heat transfer and temperature distribution of the corresponding part instead of other regions. The optimal combination of 4 structure parameters was found by the orthogonal experiment. The corresponding optimal scheme was the pin length of 72.5 mm, the diameter of the pin hole of 35 mm, the height of the top land of 8 mm, and the distance of the 2 oil holes of 53 mm. Through the heat transfer analysis it was found that the optimal scheme could reduce the maximum temperature of piston to 374.3 ℃.

diesel engines; pistons; structural optimization; parameters; heat transfer; temperature field

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013

TK422

A

1002-6819(2017)-10-0102-07

2016-10-31

2017-03-05

國家自然科學基金項目（51665021；51366006）

鄧晰文，男，四川廣安人，博士生，主要從事內燃機工作過程與結構優化技術研究。昆明 昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，

650500。Email：xixiwen@126.com

※通信作者：雷基林，男，四川廣安人，教授，博士生導師，2014年赴美國伊利諾伊大學香檳分校進修，主要從事內燃機設計與優化技術研究。昆明昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，650500。Email：leijilin@sina.com