高強化柴油機鋁合金活塞承載特性研究

許春光，王國瑩，梁惠杰，文洋，李鵬，趙志強，張煒，胡錦川

(1.中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400；2.哈爾濱市產品質量監督檢察院，黑龍江 哈爾濱 150036；3.駐北京地區第八軍代室，北京 100072)

活塞是發動機中承受機械載荷和熱載荷較為嚴重的部件之一，其承載特性是影響活塞疲勞強度可靠性的重要因素[1-3]。工作過程中，活塞承受交變氣體力和熱應力的耦合作用，同時由于發動機服役工況范圍廣且多變，活塞承載規律極其復雜。研究表明[4-5]，穩態工況下高頻溫度載荷與氣體力作用易導致活塞發生高周疲勞失效，失效部位主要出現在銷孔內側上沿等區域。研究發現[6]，工況大幅波動(如停車—起動—停車工況)易產生低頻波動熱應力，往往導致喉口區發生低周疲勞失效。目前，隨著發動機功率密度的不斷提升，活塞承受的熱-機械負荷增加，其疲勞強度是當前設計關注的焦點。因此，本研究采用仿真的方法分析活塞結構溫度和應力隨時間和載荷的變化行為，為活塞疲勞壽命預測提供依據，為活塞材料開發提供載荷約束。

1 研究思路

根據發動機活塞的工作環境，活塞必須同時滿足高周疲勞和低周疲勞的設計要求。高周疲勞強度按照無限壽命設計，低周疲勞壽命與發動機服役工況、服役壽命及用途相關。目前，主要基于發動機臺架耐久性試驗來考核發動機結構件疲勞特性。圖1示出發動機典型臺架耐久規范，主要由標定轉速穩態工況及怠速與標定工況組成的交變工況兩部分組成，分別考核發動機結構件高周疲勞(HCF)和低周疲勞(LCF)性能。

由圖1可見，在試驗工況下，活塞主要承受以下作用力：1)氣體應力σP。主要由缸內高頻波動的氣體壓力引起。2)定常熱應力σst。發動機未工作前，結構溫度較低且均勻，在高周疲勞考核穩定工況(如標定轉速工況)下，結構溫度升高，由于熱慣性效應溫度基本保持不變，由此形成的熱應力即為定常熱應力σst。3)高頻波動熱應力σht。在穩態工況一個工作循環內，燃燒室氣體溫度、壓力和換熱邊界隨曲軸轉角高頻波動，引起活塞頂部表面溫度瞬態波動，并由此產生了高頻波動的熱應力。4)低頻波動熱應力σlt。在低周熱機疲勞考核工況下，活塞溫度隨著工況變化而發生大幅度波動，活塞處于急劇加熱和冷卻狀態，由此產生了較大的低頻熱應力[7-8]。

本研究主要開展以下方面的工作：1)研究柴油機標定轉速點穩態工況下氣體應力σP、定常熱應力σst和高頻波動熱應力σht的分布特性和對活塞綜合應力的影響規律；2)研究柴油機變工況條件下低頻波動熱應力σlt、溫度隨時間的變化關系。

主要研究思路如圖2所示。首先，建立活塞有限元分析模型，利用實測溫度和應力數據對模型進行標定；然后，基于該模型計算標定轉速工況穩態條件下活塞溫度、應力應變行為，在此基礎上進一步研究怠速工況與標定工況交替變化條件下活塞載荷的變化特性。有限元網格模型如圖3所示，有限元模型包括活塞、活塞銷、連桿襯套、連桿等部件，其中對活塞喉口、銷座孔等關鍵區域進行了網格細化，模型共包含220 129個節點，145 794個單元。

圖2 總體研究思路

2 活塞溫度變化特性研究

2.1 換熱邊界條件確定

2.1.1頂面熱邊界條件

活塞頂面與高溫燃氣直接接觸，換熱過程以穩態對流換熱為主。本研究基于AVL BOOST軟件采用Woshini模型計算得到了一個工作循環中的瞬時傳熱系數和燃氣介質溫度曲線，并基于式(1)和式(2)得到了時間平均的當量傳熱系數和燃氣溫度，分別為1 703 W/(m2·K)和840 ℃。

(1)

(2)

式中：hgm和Tgm分別為時間均化的當量傳熱系數和燃氣溫度。

將活塞頂面劃分為8個區域分別定義換熱邊界，各區傳熱系數沿著半徑方向的分布規律如圖4所示，圖中橫坐標為實際位置相對活塞直徑的比值，縱坐標為局部傳熱系數與當量平均傳熱系數的比值。其中活塞喉口區域傳熱系數最大。頂部熱邊界條件滿足式(3)要求。

(3)

圖4 頂面熱邊界條件分布規律

最后通過軟件編程實現了對火力面網格熱邊界條件的映射。

2.1.2冷卻油腔內表面熱邊界條件

發動機活塞冷卻油腔的冷卻效果對活塞溫度狀態影響較大，其受到油腔形狀、冷卻液流量、發動機轉速等多種因素的影響[9]。對活塞冷卻油腔進行CFD瞬態數值模擬，可以得到較為理想的效果。冷卻油腔入口速度為20 m/s，機油溫度為373 K；出口壓力0 Pa，機油溫度為393 K；空氣作為第一相，冷卻油作為第二相。通過計算可獲得活塞冷卻油腔表面在各曲軸轉角下的傳熱系數。提取冷卻油腔內壁一個周期內的平均傳熱系數，通過軟件編程實現對冷卻油腔換熱邊界條件的映射，其中活塞冷卻油腔在一個周期內傳熱系數變化如圖5所示。

圖5 水腔表面傳熱系數

2.1.3環區換熱邊界條件

活塞環區傳熱系數根據串聯熱阻模型計算得到，從活塞到冷卻水的換熱路徑依次為活塞—活塞環—油膜—缸套—冷卻水。串聯熱阻模型如圖6所示。

活塞環、油膜、缸套可認為圓環傳熱，其熱阻可通過下式計算：

(4)

缸套表面與水的換熱熱阻可通過下式計算：

(5)

從活塞表面到缸套外側冷卻水的總熱阻為

Rtotal=R1+R2+R3+R4；

(6)

則活塞環區的當量傳熱系數為

(7)

式中：R1，R2，R3，R4分別為活塞環、油膜、缸套、缸套與冷卻水的熱阻；r2，r1分別為圓環外徑與內徑；H為圓環高度；k為導熱系數；hwater為冷卻水的傳熱系數；As為缸套與冷卻接觸面積；Rtotal為總熱阻；Aeff為等效面積；heff為等效傳熱系數。

圖6 活塞環區串聯熱阻模型

發動機在標定工況下活塞環區各部位傳熱系數計算結果如表1所示。

表1 發動機在標定工況下活塞環區各部位傳熱系數

2.1.4其他區域熱邊界條件

活塞銷孔、裙部、活塞內腔等區域的傳熱系數采用經驗值，分別取值1 000 W/(m2·K)，2 752 W/(m2·K)，1 000 W/(m2·K)。

2.2 溫度場試驗與模擬分析

采用熱電偶方法進行了活塞溫度場測試，以標定活塞溫度場仿真分析模型。熱電偶通過頂面鉆孔引出，測點布置如圖7所示。發動機臺架試驗工況條件下活塞溫度場測試和預測結果對比如圖8所示。由圖可知，實測最高溫度點位于活塞喉口區，活塞的測點溫度實測值和計算值偏差在10 ℃以內，可認為活塞熱邊界分布規律及仿真計算模型準確。

圖7 熱電偶測點布置

圖8 溫度場實測結果與仿真結果對比

仿真分析時不考慮缸內燃氣溫度和傳熱系數隨時間變化對活塞整體溫度場的影響。標定工況點活塞整體溫度場模擬仿真計算結果見圖9a；高于300 ℃的區域見圖9b，主要位于活塞第一環槽上方與燃氣接觸的活塞頂面區域；高于400 ℃的區域見圖9c，最高溫度為425 ℃，在活塞燃燒室喉口部位。

圖9 活塞溫度分布

2.3 工作循環內溫度波動分析

溫度循環變化的燃氣及其與活塞的傳熱作用引起活塞頂面溫度的波動，研究表明[10]，該溫度波動向活塞內部傳播，約到達1～2 mm時波動幅度趨于0，形成瞬變溫度層。三維瞬態溫度場可由下列微分方程式表達：

(8)

初始條件

T|τ=0=f(x,y,z)；

(9)

邊界條件

(10)

式中：T為溫度；τ為時間；k為導熱系數；ρ為密度；c為比熱容；Tw為壁面溫度；Tf為燃氣當量溫度；α為對流傳熱系數。

矩陣常微分方程可描述為

|K|{T}+|M|{T}+{F}=0。

(11)

式中：|K|=∑|K|e，│K│為總體導熱矩陣；|M|=∑|M|e，│M│為總體熱容矩陣；{T}為溫度矩陣；{F}為總體熱源矢量。

本研究利用穩態溫度場計算結果作為瞬態熱分析的近似初始條件，進而按照瞬態邊界計算了活塞在一個工作循環內的溫度波動。計算得到的活塞喉口處溫度隨深度變化關系如圖10所示，標定工況下喉口處表面溫度最大波動幅度為28 ℃。圖11示出活塞燃燒室喉口溫度波動幅值隨深度的變化關系。

圖10 活塞喉口處溫度波動

圖11 火力面考察點溫度與深度的變化情況

由圖可知，隨著深度增加溫度波動幅值逐漸減小，達到2 mm后溫度波動值不到2 ℃，與文獻[10]研究結果基本一致。

3 穩態工況下載荷特性分析

3.1 熱機械耦合應力分析

為研究熱機械載荷對活塞應力的影響，利用有限元仿真分析的方法計算了以下幾種工況：1)熱載荷(T)；2)最高燃燒壓力載荷(P)；3)熱載荷+最高燃燒壓力載荷(T+P)。

為驗證活塞應力仿真分析模型，在機械載荷條件下對活塞底部銷座孔上方和活塞裙部等區域進行了應力測試，應力測試測點布置見圖12，測試值與仿真值對比見圖13。其中6號測點在測試過程中應變片損壞無測試值，應力測試與仿真結果除7號應變片外誤差均小于10%。經檢查發現7號應變片與6號應變片屬于兩連片，在試驗裝置安裝過程中出現了磕碰,導致6號片出現損壞，7號應變片與2號應變片處于活塞的對稱位置，其應力測試結果應與2號片相差不大，經分析認為由于6號片的損壞，同時7號片也受到了影響，導致7號片的測試結果出現了異常，因此7號片測試數據不采信，但其他8個測點的測試數據可靠，因此仿真計算模型及邊界可以用來進行后續的應力仿真分析。

圖12 活塞應力測試測點布置

圖13 機械載荷下應力仿真與實測對比

通過有限元應力計算，得到了熱載荷和氣體力載荷單獨作用及耦合作用下活塞應力場，結合溫度、應力計算結果從活塞頂面、冷卻油腔、銷座孔上方等處選取若干個特征點或危險點作為應力考察點(見圖14)。圖15示出各考察點應力對比情況。燃燒室喉口在熱載荷作用下呈現壓應力，在機械載荷下呈現拉應力，熱機耦合載荷會導致沿銷孔方向出現拉應力，沿主副推力面方向呈現壓應力；燃燒室底部在熱載荷作用下呈現壓應力，機械載荷的作用下沿銷孔方向會導致壓應力，沿主副推力面方向呈現拉應力，熱機耦合載荷作用時均呈現壓應力狀態；活塞頂面中間部位應力受溫度影響較小，主要受機械載荷的影響；銷座上方及油腔出口處應力受溫度載荷影響較大，其他各點受機械載荷影響較大。

圖14 活塞應力分析考察點

圖15 不同載荷下考察點應力

3.2 溫度波動對熱機耦合應力的影響

在穩態定常熱載荷的基礎上，考慮氣體力、高頻波動熱載荷對活塞耦合應力的影響，通過計算得到了其隨著曲軸轉角的變化關系。圖16示出工作循環內瞬態溫度波動引起的高頻熱應力的變化。由圖可知，應力波動區域與瞬態溫度變化直接相關，與圖10對比可以看出，活塞高頻熱應力與溫度變化呈反相狀態，即溫度最高時，熱應力最低。圖17示出工作循環內熱應力隨深度的變化。活塞喉口處表面熱應力波動幅值為35 MPa左右，在2 mm深度處，熱應力波動幅值已小于5 MPa，因此高頻波動熱應力僅對頂面2 mm內薄層區有影響，這與文獻[10]研究結果相一致。取活塞燃燒室喉口處考察點為研究對象，沿徑向正應力的變化情況如圖18所示。氣體力作用導致壓應力幅值進一步增加，高頻波動熱應力相位與氣體力應力明顯不同且數值較大，綜合應力波動幅值為55 MPa，約是只考慮氣體應力作用情況的1.8倍，可見，高頻波動熱應力對活塞頂表面區域疲勞可靠性影響較大。

圖16 不同深度熱應力在工作周期內的波動

圖17 熱應力波動幅值隨深度的變化

圖18 考察點1應力波動曲線

4 變工況載荷特性分析

按照發動機熱沖擊規范，發動機在圖1所示怠速和標定轉速工況交替運行，各工況運行時間為3 min，活塞溫度和應力發生大幅度變化。在穩態溫度場計算的基礎上，進一步考慮材料溫度非線性特性，計算了變工況下活塞溫度和應力隨時間的變化歷程(見圖19)。在加熱過程中活塞頂面特征點溫度急速增加，至90 s后趨于穩定，最大加熱速率約為7.5 ℃/s，在怠速過程中最大冷卻速率約為9 ℃/s。喉口區考察點處應力與溫度變化率相關，即溫度升高時熱應力呈負值，溫度降低時熱應力呈正值，而遠離喉口的其他考察點溫度水平較低，應力幅值也較小。由此可見，除頂面喉口之外的其他區域溫度水平很低，應力幅值也較低，而燃燒室喉口承載應力最高，為低周疲勞重點關注部位。

圖19 變工況下溫度和應力隨時間的變化

5 結論

a) 穩態轉速工況下，在活塞頂面約2 mm的薄層內溫度存在明顯的瞬態波動，而其他區域溫度基本保持不變；工作循環內瞬態溫度波動引起的高頻熱應力與溫度瞬態變化直接相關，高頻波動熱應力僅存在于頂面薄層區，氣體力作用導致該區域壓應力進一步增加，故必須考慮高頻熱應力對該區域高周疲勞強度評估帶來的影響；

b) 在怠速和標定轉速交替變工況運行下，活塞喉口區域溫度發生大幅度變化，最大溫度上升速率為7.5 ℃/s，最大溫度下降速率為9 ℃/s，喉口區應力與溫度變化率相關，而遠離喉口的其他部位溫度和應力幅值水平較低，因此活塞燃燒室喉口為低周疲勞重點關注部位；

c) 研究得到了活塞在柴油機工作狀態下的穩態溫度場、高頻溫度場、低周溫度場、穩態熱應力、高頻熱應力、低周熱應力、機械應力、熱機耦合應力等載荷特性及其變化，為下一步活塞的疲勞壽命預測奠定了基礎，亦可為活塞材料研發考核提供載荷依據。