發動機活塞冷卻噴嘴的設計、驗證與故障分析淺談

賈新穎

摘 要：內冷油道活塞的應用越來越廣泛，但是針對活塞冷卻噴嘴的設計要求與設計方法尚不完善和系統。本文論述了發動機內冷油道強制振蕩冷卻活塞噴嘴及其噴嘴閥的設計，包括設計要求、詳細設計中各參數的確定及設計驗證。同時，對實際應用中存在的冷卻噴嘴的故障情況進行了簡要分析及說明。

關鍵詞：內冷油道；強制振蕩冷卻；冷卻噴嘴；冷卻噴嘴閥

中圖分類號：TK40 文獻標識碼：A 文章編號：1671-2064（2018）15-0093-02

活塞是發動機的核心元件，燃燒發生在活塞的燃燒室內，燃燒產生的爆發壓力推動活塞沿缸孔內做往復直線運動。活塞及活塞相關組件是發動機中工作條件最為苛刻的零部件，發動機的強化程度、大修周期、可靠性與壽命在很大程度上取決于活塞的工作壽命。

隨著柴油機強化程度不斷提高，單缸功率不斷增加，活塞頂部承受較高的熱負荷，通過傳熱計算分析及活塞溫度場試驗驗證，活塞喉口溫度最高可以達到360℃～380℃，而且溫度分布極為不均勻，溫度梯度很大，過高的熱負荷容易造成活塞頂部開裂等故障。

這就對活塞頂部的冷卻提出了更高的要求，活塞的冷卻方法主要有自由噴嘴冷卻、振蕩冷卻、內冷油道強制振蕩冷卻。所謂自由冷卻，即從連桿小頭上的噴油孔或從安裝在機體上的冷卻噴嘴向活塞內腔噴射機油，達到冷卻的目的；所謂振蕩冷卻，即從連桿小頭上的噴油孔將機油噴入活塞內腔的環形油槽中，由于活塞的運動使機油在環形油槽中產生振蕩而冷卻活塞。而目前常用的內冷油道強制振蕩冷卻是在活塞鑄造時，在活塞頂部環槽位置，鑄造出油道，機油從布置在機體上的冷卻噴嘴，噴入活塞冷卻油道的進油孔，通過活塞的運行使機油在油道內循環及振蕩，吸收活塞頭部熱量，最終從活塞的出油孔流出，此結構使機油在活塞的冷卻油道內強制流動，以便達到冷卻活塞的目的。

由于行業內活塞的設計一般由主機廠委托活塞生產企業進行精細設計，而活塞的冷卻噴嘴往往由各主機廠根據自身發動機工作特點，機油壓力情況進行設計。因此，由于技術保密等原因，活塞生產商往往無法獲得準確的機油供給量，活塞一般也是類比設計，因此，活塞冷卻最終能否達到設計要求，一般需要各主機廠在冷卻噴嘴設計完成后，進行實物的驗證。

行業內，冷卻噴嘴的設計方法尚不系統，各類文獻中介紹細節設計方法的很少，本文將結合作者的工作經驗，重點介紹內冷油道強制振蕩冷卻噴嘴的設計、驗證及故障分析。

1 冷卻噴嘴的設計要求

當發動機的爆發壓力為14-21MPa，升功率超過25-35kW/L，活塞單位面積功率大于0.30-0.47kW/cm2時，需要考慮采用內冷油道強制振蕩冷卻。活塞噴嘴需要精確實現冷卻機油95%通過進油孔，并且達到要求的速度和噴射油量，以便可以保證快速的吸收活塞頂部的熱量，降低活塞工作溫度。一般活塞冷卻噴嘴有如下設計要求：

（1）根據經驗，一般要求噴油速率為4-6kg/kW·h。（2）噴油速度要求大于活塞的瞬時最大速度，保證機油可以噴入活塞的內部油腔。（3）冷卻噴嘴管內壁粗糙度在滿足設計要求及零件成本目標的情況下盡量小，以降低能量損失。且噴嘴管內部盡量圓滑過渡。（4）噴嘴管出口保留尖角，避免圓滑過渡，保證油束不發散。（5）冷卻噴嘴應該設置有壓力調節閥，根據發動機潤滑系統的總油量及不同工況下的機油壓力合理選擇冷卻噴嘴的開啟壓力。（6）實施DFMEA，選擇合理的定位方式，保證零部件的可靠性。

2 冷卻噴嘴的故障模式

發動機運行過程中，由于冷卻噴嘴設計問題導致活塞不能及時冷卻，最終造成拉缸、活塞開裂等嚴重故障，本文僅以幾種容易被忽視的典型故障進行詳細說明：

（1）冷卻噴嘴與活塞裙部間隙偏小，發動機運轉過程中，由于振動，噴嘴管與活塞相撞，造成噴嘴斷裂，機油不能噴入活塞，導致活塞頂部開裂及拉缸故障。（2）冷卻噴嘴管口，進行了倒圓處理，未保留尖角，造成活塞油束發散，活塞冷卻不良，活塞、活塞銷及連桿小頭出現過熱現象，表現為機油在高溫下氧化，在活塞銷及連桿小頭及活塞內腔形成沉積物，至變色發黃。（3）冷卻噴嘴大多采用一面兩銷的定位方式，如圖3焊接一體的冷卻噴嘴定位銷，定位銷直徑很小，受制造質量影響，容易發生焊接不牢靠，定位銷脫落的故障，機油不能準確噴入活塞內部冷卻油腔，造成活塞及其組件冷卻不良。采用圖1及圖2的定位方式，可靠性較好。

3 以某四缸柴油機為例設計舉例

3.1 某柴油機參數

缸數：4缸；排量范圍：4～5L；額定功率：175ps；

額定轉速：2400rpm；最大設計爆發壓力：180bar；

活塞結構：內冷油道強制振蕩冷卻活塞，低火力岸高度，一環鑲圈；

連桿比：0.32。

3.2 詳細設計

3.2.1 冷卻噴嘴設計

如前文所述，噴油速度要求大于活塞的瞬時最大速度，保證機油可以噴入活塞的內部油腔。不僅僅是額定負荷點，還包括最大扭矩點等各階段。參考內燃機設計，計算活塞瞬時最大速度，根據公式：

活塞瞬時速度：

V≈Rω×（sinα+λsin2α/2） （3-1-1）

活塞瞬時加速度：

J≈ Rω2×（cosα+λcos2α） （3-1-2）

當活塞加速度J=0時，活塞速度最大。

其中，R：曲柄半徑；α：曲柄轉角；λ：連桿比；ω：角速度。

圖4為發動機額定點工況活塞一個沖程速度及加速度變化情況。由計算可以得到額定點活塞的最大速度為16.8m/s。其他工況點計算方法相同。

根據經驗，噴油速率為4-6kg/kW·h，因此可以通過選定工況點的功率計算出理論需要的噴油量。并由下述公式計算冷卻噴嘴出口的截面積，進而計算出出口直徑，進行噴嘴設計。

Q=V出口×A出口 （3-1-3）

其中，Q：總的噴油量；V出口：冷卻噴嘴出口流速；A出口：冷卻噴嘴出口的截面積。

本實例中，額定點，計算的理論需要的噴油量為2.69～3.76L/min，出口截面積為3.73mm2，出口直徑為2.18mm。

其他工況點計算數據，如表1，最終噴嘴出口直徑設計值，選擇計算直徑的最小值：

3.2.2 冷卻噴嘴閥設計

內冷油道強制振蕩冷卻噴嘴，一般都設置有冷卻噴嘴閥，這是因為：

（1）在發動機啟動初期，發動機轉速較低，負荷較低，這時機油泵流量也處于較低的水平，此時，活塞承受熱負荷還不高。如果冷卻噴嘴開啟，會消耗大量機油，會影響初始的潤滑系統建立。（2）活塞頭部及燃燒室可能會過冷，造成燃燒遲緩，功率下降及燃油耗增加。（3）燃燒后的水蒸氣易冷凝形成水與可溶性酸類氣體混合，對活塞組件及氣缸造成腐蝕。

冷卻噴嘴閥的開啟壓力根據經驗，一般設定在120～160kPa，并結合發動機實際工作情況進行設定。本例中，低功率版性能初試中，發動機額定點機油壓力410kPa，扭矩點機油壓力375kPa，怠速點機油壓力280kPa，機油溫度88℃。考慮實際使用及極限工況，隨著機油溫度升高，機油壓力還會下降。再有就是此例中的活塞熱固耦合計算結果表明此活塞熱負荷偏高，活塞溫度較高，應該盡早開啟活塞冷卻。綜上所述，冷卻噴嘴閥的開啟壓力最終設定在160kPa。

冷卻噴嘴閥一般采用鋼球式單向閥。根據設定的開啟壓力及流通面積，確定彈簧初始負荷，進而確定彈簧設計參數。

4 試驗驗證

冷卻噴嘴設計完成，試制完成后，還需要進行試驗驗證，確認冷卻噴嘴的功能性能。這種試驗一般稱為打靶試驗，可以在特制的工裝上（圖5）進行，也可以用實際裝配的機體經過適當的改制后作為試驗工裝。試驗分別選用25℃、33℃、45℃的SHELL M-1217潤滑油，其動力粘度與發動機常用潤滑油10-W40的95℃、120℃、130℃時相當。

試驗結果表明，供油壓力為400-420kPa時，冷卻噴嘴的流量約為3.3-3.8L/min。冷卻噴嘴閥的開啟壓力為160kPa-170kPa，通過收集的機油量，用（3-1-3）反算，噴油速度為16.93m/s。試驗證明此噴嘴的功能性能滿足設計及使用要求。

冷卻噴嘴的可靠性及其對活塞的冷卻能否滿足要求尚需進一步的活塞溫度測試及整機、整車搭載試驗進行驗證。

5 結語

（1）隨著柴油機強化程度不斷提高，內冷油道強制振蕩冷卻活塞必將更加廣泛的應用。（2）通過本文介紹的詳細設計方法，冷卻噴嘴及噴嘴閥可以根據本文提供的方法及經驗數據進行設計，但必須進行打靶試驗，驗證實物與設計目標的符合性。同時，需要通過整機及整車相關試驗完成功能及可靠性驗證。

參考文獻

[1]袁兆成.內燃機設計[M].機械工業出版社，2008.

[2]西安交大內燃機教研室，內燃機原理[M].西安交通大學出版社，1981.