田 健

(上海交通大學船舶海洋與建筑工程學院，上海 200240)

6S50ME-B活塞頭熱負荷研究

田 健

(上海交通大學船舶海洋與建筑工程學院，上海 200240)

船用低速二沖程柴油機正不斷向長沖程、高爆壓、高自動化、高智能化、低能耗、低排放的方向發(fā)展。MAN公司為滿足市場的新要求，研發(fā)設計了ME-B系列柴油機?；钊^作為柴油機內重要的部件之一，其熱負荷一直是科研人員研究的重點。ME-B系列柴油機活塞頭與以前型號的活塞頭相比，結構、尺寸改變較大。使用ANSYS有限元分析軟件，以最新型6S50ME-B柴油機活塞頭為分析對象，在建立活塞頭三維實體模型后求出活塞頭在穩(wěn)態(tài)工況下的溫度場分布。以求得的溫度場為邊界條件，求出6S50ME-B活塞頭的熱應力場，找出活塞頭的薄弱點，為進一步優(yōu)化提供理論支持。

柴油機；活塞頭；溫度場；熱應力場

0 引 言

船用柴油機是船舶的動力機構。商用船舶大多采用低速二沖程柴油機。MAN公司一直在船用二沖程柴油機市場上占據領先地位，該公司最新一代二沖程柴油機為ME-B系列，比以前的MC-C柴油機更有優(yōu)勢。首先，燃油噴射由凸輪結構控制改為電噴共軌方式，降低了燃油消耗率。其次，在柴油機操作期間，易改變操作模式，利于節(jié)能。再次，在任何的負載狀況下，都能夠獲得合適的燃油噴射壓力和供給。ME-B型船用柴油機具有沖程更長、熱效率更高、功率大、自重小和高智能化的特點[1]。而作為柴油機關鍵部件之一的活塞頭工作環(huán)境更為嚴苛，6S50ME-B的柴油機最高爆發(fā)壓力達到了18.5 MPa，遠遠高于6S50MC-C柴油機的最高爆發(fā)壓力(15.4 MPa)?；钊^一方面要承受高溫燃氣壓力、往復運動的慣性力、摩擦力和側向力等周期性的機械負荷作用[2]，另一方面還要直接承受高溫燃氣的熱負荷，大量的熱量通過活塞頭散發(fā)出去，這使得活塞頭溫度整體較高，且分布不均勻，溫度梯度大，造成活塞頭承受較大熱應力和熱變形。熱應力和熱變形是活塞頭頂部開裂、拉缸、咬缸和活塞環(huán)積碳卡環(huán)的主要原因[3]。掌握活塞頭在運行過程中的溫度場分布以及由熱負荷引起的應力分布和變形分布對于設計和優(yōu)化活塞頭、降低熱負荷、改善應力分布、提高活塞頭工作可靠性及壽命有積極作用。

活塞頭熱應力分析方法概括起來有試驗法、解析法和數值模擬法三種。試驗法用時長，需要投入大量的人力物力。解析法適用于簡單模型，得到的結果是相關參數的函數形式。數值模擬法可以使用計算機在不同工況下分析活塞頭的溫度場、熱應力、機械應力及形變。隨著計算機運算能力的提高，可以在較短的時間內完成大型模型的分析，不僅降低了研發(fā)費用和風險，還可以在產品投入生產前進行模擬，修改參數，完成最優(yōu)設計，節(jié)約了大量時間。本文采用數值模擬法，對6S50ME-B活塞頭進行熱應力分析，找出活塞頭的薄弱點，可為進一步優(yōu)化提供參考。

1 有限元三維模型的建立

本文利用大型通用CAD軟件UG NX 8.0根據柴油機廠提供的標準圖紙對活塞頭進行三維建模。在不影響分析精度的前提下，對活塞頭模型進行了必要的簡化，忽略了活塞頭的倒角、小凹槽等局部特征?；钊^三維實體模型如圖1所示。

圖1 6S50ME-B活塞頭三維實體模型Fig.1 Three-dimensional model of 6S50ME-B piston crown

2 活塞頭材料物理性能

使用ANSYS Workbench 14.0進行熱穩(wěn)態(tài)分析時第一步就要設置材料類型。6S50ME-B活塞頭標準圖紙要求材料為德國牌號S17MoS鉻鉬低合金鋼，鍛打、熱處理完畢后再進行活塞頭加工?？紤]到實際情況，本文采用物理性能相近的國產鉻鉬低合金鋼15CrMo鋼代替德國S17MoS鉻鉬低合金鋼。15CrMo鉻鉬低合金鋼物理特性如表1所示。

表1 15CrMo鋼物理性能 Tabla 1 Physical characteristics of 15CrMo

3 活塞頭傳熱邊界條件

3.1 活塞頭頂部邊界條件

高溫燃氣與活塞頭之間的熱交換是周期性的瞬態(tài)過程。為了得到在穩(wěn)態(tài)工況下的溫度場，需要以燃氣的平均溫度和燃氣的平均換熱系數作為邊界條件。本文選用Eichelberg公式[4]來計算得到燃燒室內高溫燃氣對活塞頭頂部的換熱系數：

式中：pg表示燃氣的瞬時壓力，MPa；Tg表示燃氣的瞬時溫度，K；Cm表示活塞頭的平均速度，m/s。

對于活塞頭的穩(wěn)態(tài)熱分析，需要得到的是平均換熱系數。對于每一個工作循環(huán)內燃氣的平均換熱系數αgm可以采用下式計算得出：

柴油機每一個工作循環(huán)內的瞬時壓力可由MAN上海公司提供的p-φ圖得到。圖2是6S50ME-B柴油機在負載100%，轉速為108 r/min的穩(wěn)定工況下隨曲軸轉角φ而變的瞬時壓力圖。

圖2 6S50ME-B柴油機p-φ圖Fig.2 p-φ diagram of 6S50ME-B diesel engine

燃氣的平均溫度可由下式得到：

3.2 活塞頭頂部外圓邊界條件

根據多層平壁熱傳導理論，可以得到活塞頭頂部外圓與缸套的換熱系數，

式中：a為活塞頭頂部外圓與缸套之間的距離，m；b為缸套厚度，m；λ1為燃氣的導熱系數，W/(m·K)；λ2為缸套的導熱系數，W/(m·K)；αl為缸套與冷卻水換熱系數。

缸套與冷卻水換熱系數αl可以由半經驗公式得到：

式中：Nu為總換熱系數α的努謝爾特數；Re為雷諾數；Pr為冷卻水的普朗特數；μ為冷卻水的運動黏度，m2/s；d1與d2為氣缸套的外徑與內徑，mm；λ為冷卻水的導熱系數，W/(m·K)；deq為缸套的當量直徑，mm；下標f和w分別表示冷卻水進出口和缸套。

3.3 環(huán)槽外圓邊界條件

同樣根據多層平壁熱傳導理論，可以得到環(huán)槽外圓與缸套的換熱系數：

式中：c為活塞環(huán)與環(huán)槽上平面間隙，m；d為活塞環(huán)中心距離，m；λ3為活塞環(huán)的導熱系數，W/(m·K)。

3.4 活塞頭與冷卻液的邊界條件

6S50ME-B活塞頭采用強制振蕩冷卻方式，其放熱系數采用Bush經驗公式的修正公式計算[5]：

式中：α為冷卻腔換熱系數，W/(m2·K)；λ0為冷卻機油的導熱系數，W/(m·K)；υ為冷卻油的運動黏度，m2/s；De為活塞頭的當量直徑，m；Reb為振蕩雷諾數；H為冷卻腔截面平均高度，m；Pr1為冷卻機油普朗特數；n為柴油機的轉速，r/min；μf為冷卻機油平均溫度的滑油動力黏度，Pa·s；μm為金屬表面溫度下的滑油動力黏度，Pa·s。

通過以上公式得到6S50ME-B活塞頭的邊界條件。表2為在柴油機100%負載的穩(wěn)定工況下活塞頭各區(qū)域的對流換熱邊界條件。

表2 活塞頭在穩(wěn)定工況下的換熱邊界條件Table 2 Boundary conditions of heat transfer of piston crown under steady working condition

4 活塞頭溫度場分析

將6S50ME-B活塞頭三維模型直接導入ANSYS Workbench中。在Workbench中生成活塞頭的三維實體模型后就可以進行網格劃分，得到有限元網格?；钊^三維實體模型劃分網格后將材料屬性施加到模型上，然后再施加邊界條件，選擇求解結果后進行有限元計算[6]。

活塞頭溫度場分布圖如圖3所示。由圖3可以看出：

(1) 活塞頭的整個溫度分布很不均勻。最高溫度459.22 ℃出現(xiàn)在活塞頭頂部面靠近頂部外圓處，最低溫度80.48 ℃出現(xiàn)在活塞頭冷卻油腔內部。整個活塞頭溫度差為378.74 ℃，這會給活塞頭帶來較大的熱應力。

(2) 活塞頭頂部面越靠近中心溫度越低，這是因為活塞頭頂部中心處下面有大量潤滑油將熱量帶走，冷卻效果良好，而越靠近外圓冷卻效果越弱。得出的結果符合實際情況。

(3) 活塞頭頂部外圓和環(huán)槽外圓的溫度由上到下逐漸下降，其原因應是頂部外圓冷卻不佳，越到活塞頭下面冷卻效果越好。第一條環(huán)槽的最低溫度為118.55 ℃，整條環(huán)槽溫度均在125 ℃左右，沒有超過活塞頭使用的潤滑油最高結膠溫度。潤滑油在200～220 ℃就會分解和結膠，失去潤滑作用，缸套內油膜將遭到破壞。所以滿足柴油機設計對第一條氣環(huán)的要求，不會使?jié)櫥驮诠ぷ鬟^程中結膠、結碳，同樣不會由于此環(huán)在使用過程中溫度過高而產生較大的熱應力變形進而影響活塞頭氣環(huán)的密封性。這個溫度分布說明冷卻效果良好。

(4) 活塞頭冷卻油腔內孔頂部是整個冷卻油腔溫度最高的部位，溫度近195 ℃，最低部位溫度為80.48 ℃，較低部位靠近兩法蘭面，此處為潤滑油進出口附近。這也進一步表明活塞頭冷卻效果滿足設計要求。

圖4 活塞頭熱通量剖視圖Fig.4 Heat flux distribution of piston crow section

圖4為活塞頭熱通量剖視圖。之所以查看活塞頭的熱通量，是因為熱通量是一個矢量，其大小和方向可以表征熱量轉移的程度和方向。根據熱通量就可以知道在工作過程中熱量的流經途徑和活塞頭的吸、放熱情況，從而判斷這種熱流分配是否合理。由圖4可以看到活塞頭熱量轉移的方向和程度變化，在活塞頭頂部外圓的熱量向缸套方向流動，熱通量最大為374 410 W/m2，位置為頂部外圓最上部。從圖中還可以看出大部分熱量通過冷卻介質即潤滑油帶走：除了頂部外圓一圈熱通量箭頭指向缸套，其余部分均指向冷卻內腔，說明熱量通過振動冷卻孔傳遞給潤滑油，然后被帶走。18只振蕩冷卻孔的設計大大降低了活塞頭熱破壞的可能。以上分析表明了振蕩冷卻孔存在的必要性。

5 活塞頭熱應力分析

通過活塞頭有限元分析得到溫度場后就可以進行熱應力分析。在應用ANSYS Workbench軟件進行熱應力分析時，Static structure模塊中需要定義約束，本文約束平面選為活塞頭與活塞桿接觸的法蘭面。鑒于本文是在穩(wěn)定工況下進行活塞頭的受熱分析，故此選擇設置此面為全約束，即設置x,y,z方向的自由度為0，確保熱應力分析時活塞頭的應力和應變的平衡。

圖5 活塞頭熱應力分布圖Fig.5 Thermal stress distribution of piston crown

活塞頭熱應力分布圖如圖5所示。由圖5可知：

(1) 活塞頭頂部面應力值隨直徑的減少而逐漸增加，活塞頭頂部中心是活塞頭外圓熱應力最高的部位，應力值為510 MPa左右，這種情況與活塞頭熱通量分布一致。

(2) 活塞頭熱應力最小部位為與活塞裙接觸的法蘭面和內密封面，最小值為0.47 MPa，究其原因就是此處的熱通量小，流過的熱流少，溫度變化不明顯，應力不集中。對活塞頭影響小，活塞裙不易變形。

(3) 活塞頭冷卻油腔內壁熱應力相對較為集中，最大熱應力為310 MPa，普遍熱應力為220 MPa左右。

(4) 活塞頭熱應力最大部位在與活塞桿接觸的內法蘭面外圓棱角上，為832 MPa。此處為90°棱角，由于活塞頭三維建模時未按標準圖紙進行倒角，造成應力集中，實際情況是在精加工完成的活塞頭內法蘭面外圓倒0.5×45°斜角，能緩解此處熱應力。

(5) 冷卻油腔內最大應力出現(xiàn)在冷卻斜孔與直振蕩孔相交處，其次是斜冷卻孔與中心冷卻腔相交處。這是因為冷卻潤滑油吸收了大量熱量流過此處，造成熱通量上升，溫差大，熱應力提升。另外，這兩個位置結構復雜，形狀不規(guī)則，造成應力集中。

6 活塞頭熱變形分析

活塞頭在穩(wěn)態(tài)工況下自身溫度較為穩(wěn)定，同時溫度又引起活塞頭的熱變形，通過有限元分析可以得到熱變形云圖。

圖6為活塞頭在熱負荷作用下的變形云圖。由圖6可知，活塞頭最大的綜合變形量為1.04 mm，最大變形位置為活塞頭頂部靠近外圓部位，通過剖視圖可以明顯看到最大變形位置，變形量由此處向內部逐漸減弱?；钊^設計圖紙中活塞頭頭部外圓直徑為496±0.1 mm，所以活塞頭頂部外圓與缸套單邊間距為2 mm，由有限元計算得出的活塞頭最大變形量小于設計的單邊間距，在柴油機運行時能保證活塞頭頭部與缸套不接觸，避免拉缸等現(xiàn)象的產生。

圖6 活塞頭在熱負荷下的變形云圖Fig.6 Deformation cloud chart of piston crown under thermal load

圖7 活塞頭在熱負荷作用下的變形矢量圖Fig.7 Deformation vector chart of piston crown under thermal load

圖7是活塞頭在熱負荷作用下的變形矢量圖，由矢量圖可以清晰地看出活塞頭熱變形的方向，均一致向外?；钊^熱變形的趨勢與活塞頭的溫度場相一致，表明活塞頭在熱負荷作用下，其應力和變形均是由溫度場分布不均造成的。

7 結 語

通過對新型6S50ME-B型活塞頭在穩(wěn)定工況下進行有限元分析可知：(1)活塞頭頂部溫度最高，最高部位出現(xiàn)在活塞頭頂部外圓。(2)活塞頭內大部分熱量通過冷卻介質傳遞出去。(3)活塞頭最大熱應力變形出現(xiàn)在活塞頭頂部外圓處，與溫度場分布一致?；钊^熱負荷分析是目前柴油機研究的熱點問題之一。本文采用的有限元分析方法可以分析新型活塞頭熱負荷，也可以驗證現(xiàn)有活塞頭熱負荷，可為活塞頭的設計提供一定的幫助。

[1] 孫貴學.6S50ME-B型船用低速柴油機技術開發(fā)[C].中國大連國際海事論壇，2008.

[2] 陳大榮.船舶內燃機設計[M].北京：國防工業(yè)出版社，1995.

[3] 張衛(wèi)正，薛劍青，吳思進，等.高升功率柴油機鑄鐵活塞的設計與計算分析[J].內燃機學報，1999,17(3)：228.

[4] 祝效華，余志樣.ANSYS高級工程有限元分析范例精選[M].北京：電子工業(yè)出版社，2004：2-3.

[5] French C C J. Piston cooling[C]. SAE, 1972: 720024.

[6] 黃志新，劉成柱.ANSYS Workbench 14.0超級學習手冊[M].北京：人民郵電出版社，2013.

ThermalLoadAnalysison6S50ME-BPistonCrown

TIAN Jian

(SchoolofNavalArchitecture,OceanandCivilEngineering,ShanghaiJiaoTongUniversity,Shanghai200240,China)

The low speed two-stroke marine diesel engine is developing continuously towards long stroke, high pressure, high automation, high intelligence, low consumption and low emission. MAN Company designs new ME-B type diesel engine to meet these requirements. Piston crown are one of the most important components of the engine and thermal load analysis is always the focus of research. ME-B piston crown is modified significantly in structure and dimension compared with old design. Finite element analysis is carried out for piston crown of the latest 6S50ME-B diesel engine by using ANSYS software. The three-dimensional model of piston crown is established and the temperature field is obtained. Using the temperature field as the boundary conditions, the thermal stress field and the weak point on the piston crown are found, which may offer theoretical support for further optimization.

diesel engine; piston crown; temperature field; thermal stress field

O343.6

A

2095-7297(2015)02-0118-06

2015-04-06

田健(1983—)，男，工程師，主要從事輪機工程方面的研究。