基于活塞傳熱與強度分析的內冷油腔的優化*

雷基林，楊永忠，，鄧晰文，代國雄，楊振東，吳 濤

（1.昆明理工大學，云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500； 2.昆明云內動力股份有限公司，昆明 650200）

前言

隨著內燃機強化程度的進一步提高，活塞在氣缸內承受著越來越高的熱負荷與機械負荷，在活塞頭部鑄出內冷油腔是一種有效解決活塞熱負荷的方式［1－2］。機油通過活塞底部的噴油嘴噴射進入內冷油腔，跟隨活塞一起往復運動產生振蕩效應，可極大地增加活塞頭部與機油的換熱系數［3］。內冷油腔的存在必定會削弱活塞的強度，加之缸內周期性的高壓燃氣壓力、慣性力、側擊力和摩擦力等機械負荷的作用，會使活塞結構強度面臨更大的挑戰［4］。

影響內冷油腔的冷卻效果的因素很多，供油壓力、供油量、噴油嘴的位置、噴油角度、噴油速度、油腔充滿率、油腔型式、表面積、內冷油腔的高度以及活塞的尺寸、燃燒室形狀和第一環槽的位置等都會對油腔的冷卻能力產生直接或間接的影響［5－7］。在內冷油腔眾多因素中，形狀和位置是最關鍵的，它們的改變往往會引起活塞傳熱與結構強度的較大變化。胡志等［8］研究了油腔的截面積大小對活塞溫度場分布的影響，選用合適尺寸的油腔截面積會使活塞最高溫度下降34℃，若采用過大的截面積的油腔反而會降低油腔的冷卻能力。原彥鵬等［9］提出內冷油腔的位置對活塞各個部位的影響規律有很大的差距，尤其對第一環槽的影響，通過移動內冷油腔的位置可使第一環槽的溫度降低近30℃。呂彩琴等［10］通過將內冷油腔上移1.8 mm的方法改進了活塞的溫度場分布，但其應力分布也有較大的變化。

為更系統地研究活塞結構與位置參數對活塞傳熱與結構強度的影響規律，優化內冷油腔的結構與其在活塞中的位置，選擇了內冷油腔的3種結構參數進行正交試驗設計，采用流固耦合傳熱的仿真方式，分析了不同試驗組合對活塞的最高溫度、最大變形和油腔周邊3個位置的綜合應力值的影響，分析對活塞傳熱與強度影響最大的因素，得到油腔結構與位置參數的最優組合，為內冷油腔的設計提供了參考。

1 活塞流固耦合傳熱分析

活塞在發動機的工作循環中，其頂面與缸內氣體不停地進行對流換熱及強熱輻射傳熱。帶有內冷油腔的活塞，機油由活塞內腔的噴油嘴噴射進入油腔內，進行強制振蕩以冷卻活塞。活塞的傳熱分析屬于內部無熱源的三維穩態紊流流動的流固耦合傳熱問題，流固耦合傳熱很好地解決了固體與流體在交界面上的溫度、換熱系數等參數的相互傳遞。把難以確定的外部邊界條件轉化為系統內邊界，整個過程無須人工干預，就能較為準確地獲得活塞的溫度場。

活塞流固耦合傳熱計算流程如圖1所示。根據經驗公式計算出活塞各表面的有限元邊界條件，油腔進出口邊界條件由實測油壓和經驗公式確定，通過油腔CFD分析和活塞有限元傳熱耦合的方式得到活塞溫度場，該溫度場結果經過反復修正活塞表面的邊界條件使活塞的計算溫度場與實際測得的溫度場相吻合，即得到活塞的最終溫度場。

2 試驗測試

2.1 試驗機型

以一款滿足國V排放限值的高壓共軌柴油機（直列4缸，四沖程）為研究對象，測試活塞表面的特征點溫度，表1為該機型主要參數。

表1 試驗機型主要參數

2.2 活塞溫度場測試

由于活塞工作過程中，其換熱情況比較復雜，采用試驗的方法來檢驗有限元邊界條件正確性。活塞在柴油機內高速運動，且缸內的高爆發壓力和高燃氣溫度等原因，實時測量活塞的溫度難度很大。硬度塞有測點多、對活塞的強度影響小和誤差小的優點。活塞表面部分測溫點布置示意圖如圖2所示。總共14個測點，其中燃燒室中心布置1個點，燃燒室喉口4個點，第一環岸和第二環岸各分布4個點，銷座邊緣1個點。測試溫度如表2所示。

圖2 活塞溫度場測點布置示意圖

表2 活塞測點溫度

3 活塞傳熱與強度仿真模型的建立

由于活塞外形較為復雜，且每個細節特征對整體變形都有影響，尤其是在活塞面窗（活塞銷座兩端外側平面）兩側回油孔位置，多數學者在處理時將該區域忽略或簡化，課題組在前期試驗和分析中發現活塞面窗回油孔結構對活塞銷座區域的綜合應力影響較大，因此在建立活塞傳熱仿真模型時，完全保留了活塞實體模型細節特征，并將活塞銷、一環槽鑲圈和活塞一起作為裝配耦合模型進行分析。

圖3為活塞三維實體模型和有限元模型圖。在對活塞組進行網格劃分時，對活塞頂面、ω燃燒室、活塞銷座和回油孔等位置進行了網格局部加密，單元大小設為1 mm，其他位置為2 mm。均采用十節點四面體單元進行體網格劃分，其面網格單元數為131 048，節點數為65 516；體網格單元數為452 072，節點數為735 982。

圖3 活塞組的三維模型與網格模型

裝配接觸部位的網格屬性為小滑移，摩擦因數為0.15。活塞使用鋁合金材料，鑲圈用鑄鐵，活塞銷使用優質碳鋼，具體的材料性能如表3所示。

表3 活塞組的材料特性

活塞各部位表面溫度下的換熱系數通過經驗公式試算后，再結合試驗測試值進行修正獲得，如表4所示。圖4為表4中對應邊界的命名。仿真分析得到標定功率工況下活塞溫度場云圖，如圖5所示。

由圖5可見：活塞整體溫度分布不均勻，最高溫度為382.6℃，出現在主推力側的燃燒室喉口處，最低溫度162.1℃出現在活塞裙部最底部；第一環岸最高溫度出現在靠近活塞頂面位置，最高溫度為364.6℃；第二環岸平均溫度為260℃；內冷油腔溫差很大，分布在221～318℃之間。

在活塞傳熱分析的基礎上，通過對活塞銷與連桿小頭連接位置進行移動自由度的約束，并在活塞頂面施加內燃機缸內的燃氣爆發壓力來進行活塞的強度分析。

活塞的應力云圖如圖6和圖7所示。活塞頂面主推力側喉口位置（A）、主推力側回油孔（B）、內冷油腔壁面最靠近環槽處（C）、內冷油腔壁面最靠近內腔處（D）、銷座靠近內腔一側上方邊緣處（E）和內腔與銷座連接圓弧處（F）等位置的綜合應力（以下簡稱應力）很高。A處由于承受缸套擠壓機械負荷和高的熱負荷作用，使該處的應力達到了86 MPa。B處主要是因為有內冷油腔的存在，使這些位置的壁厚減小，又因為此處是環區冷卻機油流回曲軸箱的關鍵通道，其熱應力較為集中，且結構比較復雜，該處的應力較高，達到了約112 MPa，并出現了比較大的應力集中。C和D兩處是內冷油腔與外界壁面最近的兩處，又是油腔截面的圓弧過渡區，熱應力與結構等因素綜合影響很大，造成這些地方的應力也在90 MPa左右。E處是銷孔與內腔的過渡區，活塞銷對銷座的壓力很大。F處是銷座與內腔頂面的過渡區，該處有較大的熱應力，加之結構比較尖銳，使該處的應力達到活塞的最高值。

表4 活塞最終的熱邊界條件

圖4 活塞各邊界位置

圖5 活塞溫度場云圖

圖6 活塞頂面與回油孔的應力云圖

沿通過活塞銷軸線剖面表示的活塞綜合變形云圖，如圖8所示。可以看出，活塞最大變形出現在活塞的頭部，最大綜合變形為0.518 mm，最小變形0.072 mm出現在銷座靠近內腔的上邊緣。雖在第一環槽處加了耐磨鑲圈，但在熱應力和缸內爆發壓力的雙重作用下，活塞頭部靠近主推力側的變形最大。活塞裙部因為與缸套之間的油膜壓力和裙部本身的薄壁結構導致了裙部的綜合變形達到了0.33 mm。

綜上所述，內冷油腔、活塞內腔頂部和活塞的環區是活塞散熱的主要方向。其中，內冷油腔可以帶走活塞的大部分熱量。但在內冷油腔增加散熱性能的同時，活塞的頭部及內冷油腔的周圍結構的強度也會相應降低。

4 內冷油腔結構與位置參數對活塞傳熱與結構強度的影響

4.1 正交試驗設計

本文中選取較為成熟并廣泛應用的基本型、馬鞍型和泵吸型3種內冷油腔結構［1］，如圖9所示。為研究內冷油腔的型式、油腔的上下位置和油腔的表面積對活塞傳熱和結構強度的影響及其主次順序，利用正交試驗設計，選取內冷油腔型式、油腔形心距頂面距離和油腔表面積3個因素進行正交試驗分析，并分別記為因素X、因素Y和因素Z，每個因素分為3個水平，如表5所示。

圖9 內冷油腔的3種型式

表5 正交試驗因素和水平設計

正交試驗安排如表6所示，在沒有考慮因素間交互作用的情況下，選取正交表L9（34），有4列，但試驗中只有3個試驗因素，所以將其分別放置在前3列，第4列為空列，即可滿足正交試驗至少有一個空列的要求。

表6 正交試驗方案設計

對表6中的9個正交方案按照上文的方法計算活塞溫度場和熱機耦合應力與變形，并提取各組合下活塞的最高溫度、最大變形、回油孔耦合應力（位置B）、油腔表面最靠近環槽處耦合應力（位置D）和銷座與內腔連接處耦合應力（位置F），如表7所示。

表7 計算結果

4.2 結果分析

根據流固耦合傳熱與結構強度分析結果，計算正交試驗數據L9（34）中的方案的相應試驗結果之和及各因素的極差，通過比較確定因素的主次順序和因素的最佳水平組合，如表8所示。其中KiⅠ為任意一因素為i、水平為I時對應的試驗結果的數值之和，以此類推。Ri是i因素的極差，極差大表示該因素的影響大，是主要因素；極差小說明該因素的影響小，是次要因素。Li是單一因素的極差在各組極差之中所占的比例，比例越大該因素影響越大，反之則影響越小。

表8 正交試驗方案極差分析表

總體上看，3個因素對最高溫度的影響基本相當，表面積的影響最大，距頂面距離稍小，截面型式的影響最小（Z＞Y＞X）。但表面積對最大變形影響最大，其他兩個因素影響較小（Z＞X＞Y），主要是因為活塞頭部空間狹小，增大表面積就會使活塞油腔壁面更薄，在缸內爆發壓力和活塞與缸套間油膜壓力的共同作用下，造成了活塞外形的變化。距頂面距離對活塞內冷油腔周邊幾個觀測點的綜合應力有很大影響。對于活塞的回油孔（位置B），因為其自身的復雜結構，距頂面距離對此處的影響最大，其次是油腔表面積，截面型式的影響最小（Y＞Z＞X）。對于內冷油腔壁面與活塞內腔壁面最近處（位置D）與活塞內腔與銷座的圓弧過渡處（位置F），距頂面距離的影響依然最大。而油腔的表面積與截面型式這兩個因素的影響相當（Y＞Z＞X）。

從因素的各個水平的角度來看，對活塞的最高溫度影響最大的是XⅢ、YⅠ和ZⅢ，即油腔型式為泵吸型，距頂面距離為19 mm，油腔表面積為8 356 mm2；對最大變形影響最大的是 XⅢ、YⅢ和ZⅢ，即油腔型式為泵吸型，距頂面距離為25 mm，油腔表面積為8 356 mm2；對活塞的回油孔（位置B）和內冷油腔壁面與活塞內腔壁面最近處（位置D）兩處影響最大的是XⅡ、YⅢ和ZⅢ，即油腔型式為馬鞍型，距頂面距離為25 mm，油腔表面積為8 356 mm2；對活塞內腔與銷座的圓弧過渡處（位置F）影響最大的是XⅠ、YⅢ和ZⅡ，即油腔型式為基本型，距頂面距離為25 mm，油腔表面積為7 629 mm2。

從最優方案的角度來看，使活塞最高溫度最低、最大變形最小和B、D、F 3個位置的應力最小的方案組合如表9所示。從各組方案中可以看出，3個因素的最優選擇都有變化，但可以認為當油腔表面積為6 627 mm2（即ZⅠ）時總是最優水平。距頂面距離為19 mm時的位置B與位置F的應力和整體變形最優，距頂面距離為22 mm時，位置B與位置D的應力和整體溫度場最優。結合各因素總體影響權重排序，可以確定該正交試驗的最優組合為：XⅠYⅠZⅠ，即油腔型式為基本型，距頂面距離為19 mm，油腔表面積為6 627 mm2。它正是正交試驗編號1的方案組合。

表9 對于單一目標的最優因素組合

從上述結果中可以看出，最優組合并不是內冷油腔的表面積越大越好，適當減小油腔的表面積可改善活塞頂面受熱且對環區和裙部的影響不大，同時可改善油腔、回油孔和銷座位置的應力集中并減小變形量。

5 結論

（1）結合活塞的溫度場試驗，建立了活塞流固耦合傳熱有限元仿真模型。分析得到活塞在標定工況下的最高溫度為372.9℃，且在機械負荷與熱負荷耦合作用下，活塞頂面主推力側喉口位置、主推力側回油孔、內冷油腔壁面最靠近環槽處、內冷油腔壁面最靠近內腔處、銷座靠近內腔一側上方邊緣處和內腔與銷座連接圓弧處等位置出現應力集中的現象。

（2）利用正交試驗優化方法，分析了內冷油腔截面型式、形心距頂面距離和油腔表面積對活塞傳熱與結構強度的影響，結果表明：3個因素對最高溫度的影響基本相當，但其中表面積的影響最大，距頂面距離稍小，油腔型式的影響最小；適當減小油腔的表面積可改善活塞頂面受熱且對環區和裙部的影響不大，同時可改善油腔、回油孔和銷座位置的應力集中并減小變形量。