活塞內冷油腔的振蕩傳熱特性及位置的研究

文 均 王東方 雷基林 李浙昆 溫志高 代云輝 辛千凡

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 3.昆明云內動力股份有限公司，昆明，650217

0 引言

近年來，為了降低活塞熱負荷，使活塞保持較高的強度，內冷油腔振蕩傳熱作為一種高效的強化傳熱方式，在高熱負荷發動機活塞中得到了廣泛應用。研究表明，采用內冷油腔振蕩傳熱方式可使活塞頂面最高溫度下降約40℃，通過內冷油腔的振蕩傳熱量約占活塞整體散熱量的40%～60%[1-4]。內冷油腔在降低活塞工作溫度的同時也使活塞的工作溫度梯度產生很大的變化，從而產生較大的熱應力。不合理的內冷油腔結構設計會導致活塞熱疲勞失效，因此內冷油腔結構的合理設計是降低活塞熱負荷，保證活塞工作可靠性的關鍵。

近年來，對活塞內冷油腔振蕩傳熱的研究已經成為研究的熱點之一。譚建松等[5]對比分析了內冷油腔、底噴無油腔、無底噴油霧和高位空心環內冷對活塞溫度場的影響，結果表明，在高強化發動機上采用底噴無油腔和無底噴油霧冷卻方式無法滿足活塞的使用要求，采用強制內部冷卻才能有效地降低活塞高溫區域的溫度。KAJIWARA等[6]通過建立簡化的內冷油腔二維模型，假設活塞在運動過程中的充油率不變，研究了不同機油填充率對內冷油腔壁面換熱系數的影響。原彥鵬等[7]、馮耀南等[8]通過經驗公式研究了內冷油腔位置對活塞溫度場的影響規律。鄭清平等[9]采用CFD穩態計算獲得了內冷油腔內壁面的換熱邊界條件，研究了內冷油腔軸向位置對活塞溫度場、熱應力和變形的影響。朱楠林等[10]利用CLSVOF兩相流方法和動網格技術，研究了內冷油腔簡化結構參數和機油填充率對內冷油腔壁面平均溫度的影響規律。鄧晰文等[11]發現活塞二階運動對內冷油腔中的機油分布以及內冷油腔側壁面的對流傳熱系數有較大的影響。

內冷油腔的振蕩流動與傳熱機理復雜，油腔壁面是伴隨活塞往復運動的動態邊界，機油、空氣、油氣與油腔壁面之間的傳熱實際上是周期性的瞬態導熱、射流沖擊和對流換熱等過程的綜合。為此，本文以一款非道路用高壓共軌柴油機鋁合金活塞為研究對象，結合活塞工作溫度的試驗測試結果建立活塞熱負荷模型。在此基礎上，利用順序耦合方法建立活塞-內冷油腔的流固耦合傳熱模型，研究了標定功率工況下發動機工作循環過程中，不同曲軸轉角位置時刻，內冷油腔中機油的分布與傳熱規律，分析了內冷油腔位置對活塞溫度場和熱應力場的影響規律。

1 活塞數值模型的建立及驗證

研究機型為直列四缸電控高壓共軌柴油發動機，采用增壓中冷進氣方式，每缸兩氣門，活塞為無內冷油腔的鋁合金活塞，縮口w型偏置燃燒室。研究機型的主要技術參見表1。

表1 發動機主要參數

1.1 原活塞數值模型的建立

建立了原活塞的幾何模型，并采用良好適應活塞曲面變化的四面體單元進行有限元網格劃分?；钊紵液砜?、燃燒室、環槽和活塞頂內表面為計算分析重點，因此，對這幾個部位進行了網格加密[12]，共生成390 606個網格、565 132個節點。通過建立該柴油機一維熱力學仿真模型，計算得到標定功率工況下缸內燃氣的對流傳熱系數和溫度，并將其作為活塞火力面側熱邊界條件，如圖1、圖2所示。

圖1 缸內燃氣對流傳熱系數Fig.1 In-cylinder convection heat transfer coefficient

圖2 缸內燃氣溫度Fig.2 In-cylinder temperature

1.2 原活塞模型驗證

試驗采用硬度塞測溫法對標定功率工況下的活塞特征點溫度進了測量，硬度塞材料為GCr15軸承鋼，尺寸為φ1.9×5.6 mm。硬度塞的硬度與回火溫度之間的關系如圖3所示。

圖3 硬度塞硬度與回火溫度關系曲線Fig.3 Relationship between the hardness of hardness plug and the tempering temperature

47個活塞測點的布置如圖4、圖5所示。通過對比標定功率工況下的試驗測試結果和數值模擬計算結果來驗證數學模型的準確性，由于一些外界因素的影響，實際僅得到30個測點的溫度，試驗測試結果與數值模擬計算結果如圖6所示，計算溫度與試驗測量溫度的最大誤差為4.7%。

圖4 活塞火力面溫度測點分布圖Fig.4 Piston fire surface temperature measurement points distribution map

圖5 活塞周面溫度測點分布圖Fig.5 Piston circumferential temperature distribution

1.3 流固耦合模型的建立

基于原活塞的熱負荷模型，利用順序耦合傳熱方法建立了活塞和內冷油腔的數值仿真模型，內冷油腔流體區域生成255 850個網格，活塞有限模型生成275 105個網格。采用ALE動網格技術實現內冷油腔的往復運動，如圖7所示，初始網格劃分時，將流體區域分為三部分：上部為運動邊界，該部分網格數不變；下部為靜止邊界，該部分網格不變，底面分割出機油進出口；運動邊界與

圖6 試驗結果與數值模擬結果對比圖Fig.6 Test results with numerical simulation results

靜止邊界的中間部分為變形邊界，該部分網格隨上下往復運動進行動態層的拉伸、壓縮和再生。在活塞內冷油腔振蕩冷卻的仿真計算中，采用CLSVOF多相流模型結合標準k-ε湍流模型進行研究。內冷油腔壁面熱邊界條件參考朱海榮等[13]的經驗，給定油腔壁面平均傳熱系數3 600 W/(mm2·K)，溫度為493 K。

圖7 內冷油腔-活塞網格模型Fig.7 Gallery-piston mesh

耦合模型中，流體與固體間映射的溫度和對流傳熱系數互為邊界條件，不傳遞動力學邊界，因此活塞在整個耦合計算過程中被簡化為靜止狀態，在不影響計算結果精度的同時可大幅縮短計算用時。

2 計算方案

所研究活塞燃燒室為縮口w型偏置燃燒室，內冷油腔結構設計以偏置側為基準。為了便于對油腔位置進行參數化研究，建模時，對內冷油腔位置的限制范圍進行了定義，其尺寸參數如圖8所示，其中，D1為內冷油腔距離燃燒室的最小距離；D2為內冷油腔距離活塞頂面的最小距離；D3為內冷油腔距離環槽底部的最小距離；D4為內冷油腔距離活塞內腔的最小距離。

圖8 內冷油腔位置參數Fig.8 Position parameter of gallery

在內冷油腔形狀不變的前提下，將結構參數D1、D2、D3、和D4分別作為單因素進行試驗設計，如表2所示，其中，方案1～8保持內冷油腔外緣與活塞頂面最小距離D2為26.5 mm，徑向移動內冷油腔，內冷油腔與活塞環槽底面的距離D3改變范圍為3～10 mm。方案9～12保持內冷油腔與活塞環槽底部最小距離D3為4 mm，軸向移動內冷油腔，冷卻油腔與活塞頂面的最小距離D2改變范圍為22.0～26.5 mm。

表2 計算方案

3 計算結果與分析

3.1 內冷油腔流動分析

活塞高速往復運動過程中，機油填充率為30%～60%[7-10]，機油與空氣形成了復雜的氣液兩相流在內冷油腔中循環振蕩。圖9所示為標定功率工況下不同曲軸轉角時刻內冷油腔中機油的分布規律。當活塞由上止點(top dead center, TDC)向下運動時，機油噴射速度保持不變，活塞速度先增大、后減小，在活塞加速階段，噴入內冷油腔的機油逐漸聚集在內冷油腔上壁面，使得油腔上壁面的機油體積分數增大，油腔下壁面的機油體積分數減??；在活塞減速階段，機油在慣性和重力的作用下，機油下行速度大于活塞速度，機油開始脫離內冷油腔上壁面，內冷油腔底面的機油體積分數開始增大。活塞由下止點(bottom dead center, BDC)向上止點運動過程中，在加速階段，機油上行速度小于活塞速度，機油逐漸聚集在內冷油腔底面，內冷油腔底面體積分數達到最大值；在減速階段，機油在慣性作用下脫離內冷油腔底面撞擊到頂部，頂部的機油逐漸增多。

圖9 內冷油腔壁面機油體積分數Fig.9 Oil volume fraction of gallery

3.2 內冷油腔傳熱分析

圖10所示為內冷油腔壁面平均對流傳熱系數隨曲軸轉角的變化規律?；钊谙轮裹c時運動方向發生改變，機油在慣性和重力的作用下沖擊底部壁面，湍流流動加強，壁面邊界層變薄，壁面流體區域流體和中心區流體的混合增強，從而極大地強化了傳熱，故在下止點后，傳熱系數急劇升高，同樣，在上止點附近，由于機油沖擊內冷油腔頂部壁面，傳熱系數再次升高，并達到最大值1672.64 W/(mm2·K)?；钊谙滦袦p速階段時，機油大部分位于內冷油腔中心區域，內冷油腔壁面的機油體積分數減小，湍流強度減弱，壁面傳熱系數大幅度下降，最小值出現在下止點前，為944.71 W/(m2·K)。

圖10 不同曲軸轉角處內冷油腔壁面平均傳熱系數Fig.10 Average heat transfer coefficient of the inner wall of the inner cavity of the crankshaft

由圖11可見，在內燃機運行過程中，活塞內冷油腔壁面溫度變化較小。對比圖10、圖11可以看出，內冷油腔壁面平均溫度隨曲軸轉角的變化規律與內冷油腔壁面平均對流傳熱系數的變化規律相吻合。當內冷油腔壁面平均傳熱系數增大時，內冷油腔將帶走活塞更多的熱量，使活塞內冷油腔壁面溫度下降，最低溫度為374.89 K；當內冷油腔壁面傳熱系數減小時，內冷油腔壁面溫度升高，最高溫度為376.21 K。發動機運行過程中，機油在內冷油腔中對活塞進行周而復始的強制振蕩冷卻，極大地增強了傳熱效果，有效降低了活塞溫度。

圖11 內冷油腔壁面平均溫度Fig.11 Average temperature of the inner wall of cooling gallery

3.3 內冷油腔位置對活塞熱負荷的影響分析

活塞各考查部位的位置如圖12所示，為定量評價各方案的冷卻效果，采用各考查位置的壁面最高溫度作為衡量標準。

1.活塞頂部 2.第一環槽上側 3.第一環槽底面4.第一環槽下面 5.活塞內腔頂面 6.內冷油腔 7.燃燒室底部

如圖13a所示，Δt1為考查位置7(位于燃燒室底部)處的最高溫度變化?；钊O計內冷油腔后，燃燒室底部最高溫度大幅度降低，隨著D1的減小，燃燒室底部最高溫度逐漸降低。如圖13b所示，Δσ1為考查位置7處最大熱應力(Mises應力)變化，隨著D1的減小，燃燒室底部最大熱應力呈現先減小、后增大的趨勢。這是由于隨著D1減小，燃燒室底部得到更好的冷卻，溫度梯度減小，使得局部熱應力減小；當D1減小到一定程度時，溫度梯度雖然減小，但熱流通道變窄，熱流密度較高，熱阻較大，使得局部產生較大的熱應力。

如圖14a所示，Δt2為考查位置1(位于活塞頂部)處的最高溫度變化。活塞設計內冷油腔后，活塞最高溫度大幅度降低，方案6和方案7相比于無內冷油腔的活塞最高溫度降低了22.05 ℃，隨著D3的增大，活塞頂面最高溫度呈下降趨勢，但變化幅度不大，說明徑向移動內冷油腔對活塞頂面溫度影響較小。由方案9～12可以看出，當D2逐漸減小時，活塞頂面最高溫度快速下降，說明內冷油腔軸向移動對活塞頂面溫度的影響大于徑向移動。如圖14b所示，Δσ2為考查位置1處的最大熱應力(Mises應力)變化，設計內冷油腔后，活塞頂面熱應力變化規律不變，最大熱應力出現在活塞喉口靠近進氣側位置，變化幅度不大，說明內冷油腔位置對活塞頂面最大熱應力影響較小。因此，在對內冷油腔結構設計時，應在結構強度允許范圍內盡量靠近活塞頂面，進而降低活塞最高溫度，防止活塞的蠕變、熱裂和燒蝕等現象的出現。

圖13 考查位置7處最高溫度及最大熱應力變化Fig.13 Maximum temperature and maximum thermal stress change at position 7

圖14 考查位置1處最高溫度及最大熱應力變化Fig.14 Maximum temperature and maximum thermal stress change at position 1

如圖15a所示，Δt3為考查位置2、3、4(位于活塞第一環槽)處的最高溫度變化。活塞設計內冷油腔后，第一環槽溫度大幅度降低，方案6相比于無內冷油腔活塞第一環槽，溫度降低了23.18 ℃，隨著D3的增大，第一環槽溫度基本不變，這是由于活塞結構限制，內冷油腔位置遠離第一環槽，無法對第一環槽進行有效的冷卻，因此，在內冷油腔結構設計中，應在結構強度允許范圍內盡量靠近第一環槽，進而降低第一環槽溫度，防止活塞環卡死、漏氣、竄油和拉缸等現象的出現。如圖15b所示，Δσ3為活塞環槽熱應力(Mises應力)變化，設計內冷油腔后，第三環槽熱應力急劇增大，最大熱應力達到80.92 MPa，并隨著D3的增大，熱應力逐漸減小。這是由于較小的D3造成內冷油腔與第三環槽底面形成較大的溫度梯度，熱流密度增大，從而導致較大的局部熱應力。

圖15 考查位置2、3、4處最高溫度及最大熱應力變化Fig.15 Maximum temperature and maximum thermal stress change at position 2, 3, 4

如圖16a所示，Δt4為考查位置5(位于活塞內頂面)處的最高溫度變化?；钊O計內冷油腔后，活塞內頂溫度大幅度降低，并隨著D2的增大，活塞內頂溫度呈下降趨勢，徑向移動內冷油腔對活塞內頂溫度影響較小。方案9～12中，活塞內頂溫度快速升高。如圖16b所示，Δσ4為考查位置5處的最大熱應力(Mises應力)變化，隨著D3的增大，活塞內腔的熱應力呈現先增大、后減小的趨勢，這是由于D3較大時，活塞內頂面與內冷油腔之間溫度變化較為平緩，產生較小的熱應力；隨著D3的減小，熱流通道變窄，熱流密度較高，熱阻較大，因此局部產生較大的熱應力；D3繼續減小時，內冷油腔對活塞內頂面冷卻較為充分，溫度梯度減小，使得熱應力減小。

圖16 各考查位置5處最高溫度分布情況Fig.16 Maximum temperature and maximum thermal stress change at position 5

4 結論

(1)CFD瞬態計算分析不僅能夠較準確地反映發動機循環過程中活塞內冷油腔的機油分布情況，獲得油腔壁面溫度和對流傳熱系數的變化規律；而且還能夠為活塞-內冷油腔流固耦合傳熱提供更準確的邊界條件。

(2)隨著活塞的高速往復運動，機油在內冷油腔中上下振蕩流動。當活塞位于在上止點和下止點位置時，在重力加速度和慣性力的作用下，機油沖擊內冷油腔的下壁面和上壁面，湍流流動加強，壁面邊界層變薄，內冷油腔壁面傳熱系數變大，帶走活塞更多的熱量。

(3)設計內冷油腔后，活塞的整體溫度顯著降低。油腔位置對活塞溫度場有較大的影響，內冷油腔位置靠近活塞頂面和環槽底面時，能夠顯著降低活塞最高溫度及環槽溫度，因此在結構強度允許范圍內，冷油腔位置應盡量靠近活塞頂面和環槽底面。

(4)不合理的內冷油腔位置設計會產生較大的熱應力。當內冷油腔位置過于靠近活塞壁面時，活塞第三環槽及內腔頂面區域會產生較大的局部熱應力。