考慮進氣冷卻的柴油機活塞溫度場分析

趙立普,王靜超,徐天舒,張俊紅

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061； 3.天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

在新能源動力裝置的沖擊下，內燃機仍然是目前應用最為廣泛和可靠的動力裝置。在其熱效率和升功率不斷提高的背景下，燃燒室內的爆發壓力和溫度隨之提高，從而使活塞組的工作環境愈發惡劣[1]。活塞組承受交變機械負荷和熱負荷，其強度、形變、疲勞壽命直接關系到內燃機工作的經濟性和可靠性。而活塞的溫度場獲取是進行其應力應變分析和疲勞分析的前提。活塞溫度可以通過活塞測溫試驗和仿真計算兩種方法得到。試驗一般通過硬度塞或熱電偶進行，但由于傳感技術的限制，活塞瞬態溫度測試難度很大。而仿真計算則可以較為靈活地進行活塞工作過程的溫度分析。但活塞溫度場的仿真涉及缸內燃燒過程模擬并以此獲取邊界條件，溫度場分析過程涉及模型和工作過程的簡化。如何能夠有效地考慮整個工作過程中對活塞瞬態和穩態溫度場分布有重要影響的因素，準確地掌握活塞與燃氣的換熱過程，對溫度場分析至關重要。

2002年，Kajiwara[2]實現了活塞冷卻油腔內冷卻機油的振蕩流動與壁面換熱的二維數值模擬。2007年，Hoag K[3]指出發動機實際工作過程中，進氣時冷空氣先經過活塞頂進氣門側，對該側冷卻量較大，有必要考慮由于進排氣造成的活塞溫度分布差異。雷基林[4]在計算柴油機活塞溫度場時，利用硬度塞法確定了進排氣兩側部分測點的溫度，并利用經驗公式確定了兩側的傳熱系數，計算出了活塞溫度場。Thie[5]通過測量活塞關鍵位置的溫度，對不同形狀冷卻油腔的換熱效果進行了研究。Kenningley S[6]在計算溫度場時同樣考慮到了進排氣流動差異，但其確定傳熱系數同樣僅依賴于經驗公式，并且利用試驗測量修正計算模型。張勇[7]利用Ansys軟件研究活塞振蕩冷卻油腔位置改變后，活塞各關鍵部位溫度的變化規律及其對冷卻油腔位置的敏感程度。陳霄[8]分別分析了活塞穩態、周期性瞬態和起動工況的溫度場，將穩態溫度場仿真值與試驗值進行對比，驗證了穩態邊界條件與分析方法的正確性，通過對活塞進行周期性瞬態熱分析得出活塞表面溫度波動趨勢。馮耀南[9]針對某柴油機活塞第一環槽溫度過高導致潤滑油結膠的問題，提出了降低熱負荷的改進方案，探討了冷卻油腔上移對活塞溫度場的影響。巴林[10]利用計算流體力學模擬了發動機進氣過程，得到了進氣情況下活塞頂部的溫度，修正了溫度場計算模型的熱邊界條件，發現試驗結果與模型計算結果更加吻合，表明考慮進氣影響的溫度場計算模型精度更高。李坤穎[11]等針對柴油機活塞在不同進氣溫度下的溫度場及變形進行了仿真研究，研究發現隨著進氣溫度降低，活塞表面溫度降低，缸內燃燒爆震趨勢減小。王新[12]采用了試驗與數值模擬相結合的方法，研究各因素對內冷油腔流動和換熱特性的影響，對不同形狀內冷油腔的換熱特性進行對比，最后對有、無內冷油腔和不同形狀內冷油腔的活塞進行了溫度場分析。李闖[13]利用Ansys對柴油機活塞進行了溫度場數值模擬，得到了活塞的溫度場分布，采用正交試驗法設計了9種不同形狀的油腔，再通過有限元分析其活塞溫度場，最后再用Ansys校核了其強度。

本研究建立缸內燃燒過程分析模型和活塞組溫度計算模型，考慮進氣過程對缸內燃氣和活塞頂面的冷卻作用，進行起動瞬態工況和標定轉速穩態工況下活塞溫度場計算，為活塞低周和高周疲勞分析提供參考。

1 控制方程

質量守恒方程[14]：

式中：ρ為密度；t為時間；u，v，w分別為速度矢量在x，y，z方向上的分量。

動量守恒方程：

式中：p為微元體壓力；τij為黏性力τ的分量，Fx，Fy，Fz為微元體作用力；μ為動力黏度。

能量守恒方程：

式中：k為流體傳熱系數；cp為比熱容；T為溫度；ST為黏性耗散項。

組分運輸方程：

式中：Yk為第k組分質量分數；Dk為第k組分的擴散系數；μs為控制體移動邊界的速度；μt為控制單元移動邊界的速度；SCt為Schmidt數；Sk為第k組分質量源項，即氣態燃油量。

氣體狀態方程：

pV=mRT。

式中：R為氣體常數。

熱力學中的熱力學第一定律表述為[15]：

Q-W=ΔU+ΔKE+ΔPE。

式中：Q為熱量；W為功；ΔU為系統內能；ΔKE為系統動能;ΔPE為系統勢能。在多數工程問題中，ΔKE=ΔPE=0，且通常不考慮做功(ΔW=0)，則有Q=ΔU，可得熱傳導的控制方程為

其等效積分形式為

T={N}T{Te}。

式中：{N}T為單元形函數；{Te}為單元節點溫度矢量。可得單元熱流量為

{q}=(D){a}。

式中：(D)為材料熱傳導屬性。方程矩陣形式如下：

2 計算模型與邊界條件

柴油機工作過程中，活塞組的熱源主要為燃燒室內高溫氣體，燃氣對活塞組的熱傳遞方式主要為對流換熱。而活塞組的散熱方式主要包括：活塞冷卻腔冷卻油散熱、活塞側面(火力岸、活塞環區、活塞裙外側面)經氣缸套向冷卻水散熱以及活塞裙部內表面經曲軸箱油霧散熱。

仿真計算對流換熱問題時一般采用第三類邊界條件，即規定活塞傳熱部分的對流傳熱系數和環境溫度。活塞頂面直接受高溫燃氣沖擊，邊界條件應盡量精確，采用燃燒仿真軟件計算得到活塞頂面溫度場邊界條件；其余部位的邊界條件通過經驗公式獲取。計算活塞組穩態溫度場，將之作為活塞組瞬態溫度場計算的初始條件。

2.1 燃燒模型

為考慮進氣冷卻作用對活塞頂面溫度場的影響，缸內燃燒計算模型包括進排氣道、氣門、氣缸及活塞頂面(見圖1)。將燃燒模型劃分為11個區域分別進行邊界條件的設置，根據前期一維計算結果，設定的燃燒邊界條件見表1。

圖1 燃燒仿真模型

邊界名稱邊界類型溫度/K壓力/Pa活塞WALL600 氣缸WALL412 缸蓋WALL520 進氣道WALL322.55 排氣道WALL550 進氣閥上WALL450 進氣閥下WALL450 排氣閥上WALL700 排氣閥下WALL700 進氣口INFLOW315220 000排氣口OUTFLOW800101 325

燃燒模擬邊界條件通過試驗數據和一維GT模型的計算確定：其中氣門運動的沖程文件采用試驗數據文件；進排氣口壓力，各個區域在計算初始時刻的溫度、壓力等邊界條件根據一維計算結果確定。

為了保證燃燒計算模型的合理性和準確性，將仿真計算的缸壓曲線與試驗結果進行對比，對比結果見圖2。燃燒計算缸內平均最高燃燒壓力為15.818 MPa，出現在5.2°ATDC；試驗中缸內平均最高燃燒壓力為15.724 MPa，出現在6.0°ATDC。說明仿真計算結果與試驗結果吻合較好，燃燒計算模型具有足夠的合理性和準確性。

圖2 燃燒模型標定

2.2 活塞組有限元模型

本研究中的活塞組有限元模型主要由活塞和活塞銷裝配組成。為保證活塞溫度場分析的準確性，只對活塞銷邊緣的倒圓進行了簡化，保留了其他所有的活塞結構細節。活塞和活塞銷均使用高階四面體熱單元(Solid 87)，活塞共劃分了417 711個單元和632 923個節點，活塞銷共劃分了3 273個單元和5 840個節點(見圖3)。

圖3 活塞組有限元模型

2.3 活塞溫度場計算邊界條件

活塞組各部位傳熱分析的第三類邊界條件見表2。

表2 活塞組各部位傳熱第三類邊界條件

續表

活塞頂岸對流傳熱系數和活塞頂岸燃氣溫度見圖 4。

圖4 活塞頂岸對流傳熱系數和燃氣溫度

3 溫度場分析結果

3.1 活塞頂面溫度場

活塞頂面的傳熱邊界條件包括對流傳熱系數和燃氣溫度，計算瞬時燃氣溫度的經驗公式為[16-17]

計算瞬時對流換熱系數的經驗公式(Eickelberg公式)為

式中：um為活塞平均速度；pg為試驗測得的氣缸瞬時壓力；Tg為氣體瞬時溫度。

每個循環的平均對流換熱系數和平均溫度計算公式為

距離活塞頂面中心徑向距離不同的區域，按經驗公式計算的對流換熱系數不同，這里給出其中一種計算方法：

式中：R為活塞半徑；N與發動機結構參數有關。

經驗公式計算傳熱邊界條件無法反映燃氣溫度和對流傳熱系數在活塞頂面分布的不均勻，而文獻[3]指出活塞頂面燃氣溫度在進、排氣側明顯不同。本研究進行的燃燒仿真考慮了進氣、排氣、缸內氣流運動、噴油等多種因素對活塞頂面燃氣溫度和對流傳熱系數的影響。

建立包括氣缸壁、燃燒室和進、排氣道等的網格模型，采用燃燒仿真軟件Converge計算活塞頂面燃氣溫度及對流傳熱系數。分別計算考慮進氣冷卻和不考慮進氣冷卻時的活塞頂面溫度場。計算結果見圖5。可以看出，由于在進行缸內燃燒和傳熱分析時考慮了進氣過程對缸內溫度分布的冷卻作用，活塞頂面溫度場呈現出較明顯的不對稱性，高溫分布向排氣側偏移，進氣對活塞頂面的冷卻效果較為顯著，進排氣兩側最大溫差達75 K左右。在不考慮進氣冷卻作用的情況下，活塞頂面的溫度場呈圓周對稱分布。由圖可知，本研究中的活塞溫度場分析方法能夠更準確地反映缸內氣體與活塞間的傳熱情況，考慮進氣過程對缸內的冷卻作用更加切合工程實際。

圖5 活塞頂面溫度場

3.2 活塞組穩態溫度場

根據3.1節計算結果，柴油機一個工作循環內(720°曲軸轉角)，活塞頂面平均對流傳熱系數為671.46 W/(m2·K)，燃氣溫度為982.49 K。基于有限元方法，分別進行考慮進氣冷卻和不考慮進氣冷卻的活塞穩態溫度場分析。圖6和圖7分別示出活塞組穩態溫度場和穩態熱流密度分布。可以看出，對于不考慮進氣冷卻效應的活塞，活塞頂面燃燒室中部和活塞頂面凸臺處溫度較高，最高溫度547 K。對于考慮進氣冷卻效應的活塞，活塞頂面中心溫度最高，活塞組最高溫度560 K，受進氣過程中低溫新鮮空氣的冷卻，活塞頂部靠近進氣門側的溫度較排氣門側偏低。兩種計算條件下，活塞第一環槽和第二環槽處熱流密度最大，熱交換劇烈，從活塞頂面至裙部，溫度逐漸降低。

圖6 穩態溫度場云圖

圖7 穩態熱流密度云圖

3.3 起動工況活塞瞬態溫度場

起動工況是柴油機重要瞬態工況之一，且該工況的溫度場和應力場與活塞低周疲勞問題息息相關。起動工況可以看作是由一個穩態到另一個穩態的連續過程，以正常環境溫度293.15 K為活塞初始溫度，模擬柴油機起動后活塞逐漸加熱直至到達穩態溫度場的過程。不考慮進氣冷卻和考慮進氣冷卻計算條件下，180 s內活塞組和活塞銷起動工況溫度場仿真結果分別見圖8和圖9。

在起動過程中，活塞頂面直接與高溫燃氣接觸，因此該區域溫度最高，且上升最快。隨時間推移，活塞高溫區域開始向裙部擴張，覆蓋整個活塞頭部。活塞溫度場經過一段時間達到穩定狀態，活塞銷孔內表面溫度變化影響活塞銷與其接觸部分的溫度分布。從180 s的瞬態仿真結果來看，柴油機冷機起動過程中，活塞的冷熱變化劇烈，隨時間推移，活塞與環境的溫差逐漸減小，溫度升高速率減緩，60 s后活塞溫度場基本趨于穩定。進氣冷卻效應主要體現在溫度場趨于穩定之后的溫度分布上，考慮進氣冷卻效應的活塞頂面溫度場低溫區域向進氣側偏移。

3.4 標定轉速下活塞瞬態溫度場

標定轉速下活塞溫度場分布同樣對活塞的應力分析和高周疲勞分析有重要作用。將連續的第三類邊界條件依曲軸轉角進行離散，每隔4°曲軸轉角設置一個載荷步。在柴油機標定轉速2 100 r/min下，考慮進氣冷卻效應，以穩態溫度場為初始條件，加載3個工作循環后活塞溫度場達到相對穩定狀態，提取最后一個循環的計算結果進行分析(見圖10和圖11)。

活塞組在柴油機一個工作循環內的最大溫度值為573.47 K，出現在380°曲軸轉角。活塞瞬態溫度場在空間上的分布與穩態溫度場保持一致，一個工作循環內溫度場最大值都出現在活塞頂部中心，但最大值波動較大。活塞頂部靠近進氣門側的溫度較排氣門側偏低。

圖10 穩態工況活塞最高溫度變化

圖11 瞬態溫度場

為驗證兩種計算條件下溫度場仿真的準確性，選取活塞模型上有代表性的節點作為測點(見圖12)，輸出測點溫度隨時間變化的曲線(見圖13)。通過熱電偶測溫試驗進行驗證。

圖12 測點位置

圖13 測點溫度波動曲線

活塞頂面溫度變化和缸內燃氣溫度的變化規律總體上有相同趨勢。與高溫燃氣接觸的活塞測點溫度波動較為劇烈。活塞冷卻腔、環槽、裙部主要依靠與活塞頂面的熱傳導獲取熱量，溫度變化曲線平緩。考慮進氣冷卻條件下，靠近進氣側的測點2溫度低于靠近排氣側的測點5溫度，溫度波動也較測點5更劇烈。

活塞溫度測量中，采用熱電偶作為溫度傳感器，將熱電偶布置于各測點，通過安裝于活塞內部的微型數據采集裝置，對溫度信號進行實時處理，并將信號發送到外部，由數據終端設備接收并顯示記錄，完成活塞溫度測量(見圖14和圖15)。

圖14 封裝溫度測試模塊的活塞

圖15 機外數據接收設備連接

試驗測得活塞各測點在柴油機一個工作循環內出現的溫度最大值，將兩種計算條件下的仿真溫度最大值與實測溫度最大值進行對比(見圖16)。

圖16 試驗值與仿真值對比

兩種仿真方案的各測點誤差均在6%以內，但考慮進氣冷卻的溫度場仿真結果在空間上的分布規律比不考慮進氣冷卻的更加準確。例如，測點5和測點2分別位于燃燒室凹坑的排氣側和進氣側，該處的溫度分布受進氣效應影響較大，考慮進氣冷卻的仿真結果與試驗值較為相符，測點5的溫度明顯高于測點2，而不考慮進氣冷卻的仿真結果中，測點5和測點2的溫度幾乎相等。說明考慮進氣冷卻進行活塞頂面燃氣溫度場計算，并將其瞬態映射到有限元模型上，較經驗公式和穩態溫度場計算，能更準確地反映活塞溫度在時間上的波動和空間上的不均勻。

4 結束語

本研究提出的計算方法能夠有效考慮柴油機進氣過程對缸內和活塞頂面的冷卻作用，使得活塞溫度計算與實際工作過程更為接近。

起動工況下，活塞在一定循環后整體溫度分布趨于穩態，溫升減慢，與穩態工況溫度分布趨勢基本一致。穩定循環工況下，活塞瞬態溫度場在空間上的分布與穩態溫度場保持一致，一個工作循環內溫度場最大值都出現在活塞頂部中心，但最大值波動較大。活塞頂部靠近進氣門側的溫度較排氣門側偏低。溫度變化過程中，與高溫燃氣接觸區域溫度波動較為劇烈，而冷卻腔、環槽、裙部主要依靠與活塞頂面的熱傳導獲取熱量，溫度變化平緩。