鄧晰文，雷基林※，文 均,，溫志高，申立中

（1. 昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，昆明 650500；2. 成都銀河動(dòng)力有限公司，成都 610505）

活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)對柴油機(jī)活塞傳熱與溫度場的影響分析

鄧晰文1，雷基林1※，文 均1,2，溫志高2，申立中1

（1. 昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，昆明 650500；2. 成都銀河動(dòng)力有限公司，成都 610505）

為了降低活塞熱負(fù)荷，降低活塞熱疲勞失效概率，以一款高壓共軌柴油機(jī)活塞作為研究對象，結(jié)合活塞溫度試驗(yàn)測試，建立了活塞傳熱仿真分析模型，采用單因素掃值法和正交試驗(yàn)分析了活塞銷座長度、活塞銷孔直徑、第一環(huán)岸厚度以及回油孔距離4個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞溫度場分布的影響。研究發(fā)現(xiàn)，活塞結(jié)構(gòu)對活塞傳熱與溫度場分布有一定的影響，第一環(huán)岸厚度對活塞傳熱與溫度場的影響最大?；钊淖罡邷囟入S著第一環(huán)岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一環(huán)槽的溫度隨著第一環(huán)岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。銷座和回油孔結(jié)構(gòu)對活塞溫度場影響較小。最優(yōu)方案是銷座長度72.5 mm、銷孔直徑35 mm、火力岸厚度8 mm、回油孔相距53 mm的活塞，可以使活塞最高溫度降低至374.3 ℃。為優(yōu)化活塞傳熱提供參考。

柴油機(jī)；活塞；結(jié)構(gòu)優(yōu)化；參數(shù)；傳熱；溫度場

鄧晰文，雷基林，文 均，溫志高，申立中. 活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞傳熱與溫度場的影響分析[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2017，33(10)：102－108. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

Deng Xiwen, Lei Jilin, Wen Jun, Wen Zhigao, Shen Lizhong. Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(10): 102－108. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

0 引 言

近年來，為了滿足越來越嚴(yán)格的汽車節(jié)能減排法規(guī)的要求，多氣門技術(shù)、可變截面渦輪增壓技術(shù)、廢氣再循環(huán)技術(shù)、電控高壓燃油噴射技術(shù)以及尾氣后處理技術(shù)等在柴油機(jī)上的廣泛應(yīng)用，使得柴油機(jī)在解決汽車能源和排放問題的同時(shí)，其強(qiáng)化程度越來越高[1-2]，結(jié)構(gòu)越來越緊湊，致使柴油機(jī)的熱負(fù)荷增加，受熱部件的冷卻更加困難，零部件疲勞破壞導(dǎo)致的可靠性問題日益顯著。活塞作為柴油機(jī)燃燒室的重要組成部件，其頭部直接與高溫燃?xì)饨佑|，使得活塞頂面最高溫度已經(jīng)達(dá)到 400 ℃左右[3]。高的燃?xì)鉁囟炔粌H增加了活塞的熱負(fù)荷，而且降低了活塞材料的機(jī)械性能[4]，從而降低了活塞的熱疲勞壽命。對柴油機(jī)各類重大故障的統(tǒng)計(jì)研究發(fā)現(xiàn)，受熱零部件的熱疲勞損傷約占11%[5]，其中最具代表性的是活塞頂面的熱裂紋[6]。

影響活塞熱疲勞壽命的影響因素較多，除了活塞材料和制造工藝外[7-8]，活塞的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對其熱疲勞壽命有較大影響。近年來，主要通過優(yōu)化活塞結(jié)構(gòu)[9-11]、采用內(nèi)冷油道機(jī)油振蕩流動(dòng)強(qiáng)化傳熱方式[12-15]和表面涂層技術(shù)[16-17]等方式來減小活塞熱負(fù)荷和降低活塞溫度[18]。為了滿足活塞頭部可靠性，保證環(huán)槽等活塞各個(gè)部位的溫度合理，這些約束條件使得在高強(qiáng)化柴油機(jī)上優(yōu)化內(nèi)冷油道結(jié)構(gòu)的裕度很小[19-20]。表面涂層技術(shù)是大幅降低活塞溫度的有效隔熱措施，但因涂層與活塞結(jié)合力小且涂層有較大內(nèi)應(yīng)力等缺點(diǎn)[21-22]，在國內(nèi)少見成熟應(yīng)用。然而，活塞結(jié)構(gòu)的變化將影響活塞表面換熱與活塞傳熱特性，進(jìn)而影響活塞溫度場的分布和溫度梯度[23]，系統(tǒng)研究活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞傳熱與熱負(fù)荷的影響關(guān)系對活塞優(yōu)化設(shè)計(jì)有一定的理論指導(dǎo)意義。

為此，以一款滿足國五排放限值的高壓共軌柴油機(jī)鋁合金活塞作為研究對象，結(jié)合活塞表面特征點(diǎn)溫度試驗(yàn)測試，采用有限元仿真分析方法建立了活塞傳熱仿真分析模型。系統(tǒng)分析活塞的溫度場分布，研究活塞銷座長度，活塞銷孔直徑、第一環(huán)岸厚度以及面窗同側(cè)兩回油孔距離4個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞傳熱與溫度場分布的影響。

1 試驗(yàn)測試與分析

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要性能參數(shù)

試驗(yàn)機(jī)型為云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司的 D19型柴油機(jī)，該柴油機(jī)是一款滿足國五排放限值的直列 4缸、四沖程電控高壓共軌柴油機(jī)，其主要結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)見表1所示。

1.2 活塞溫度場測試與分析

1.2.1 活塞溫度測點(diǎn)布置

活塞溫度場的測試方法[24]有很多，其中硬度塞測溫法無需引線，簡便易行，而且可以測試活塞多個(gè)點(diǎn)的溫度，有對活塞溫度分布和強(qiáng)度的影響小，測量精度高等特點(diǎn)[25]，故選擇硬度塞測溫法進(jìn)行試驗(yàn)測試。硬度塞材料選用GCrl5軸承鋼。活塞表面測點(diǎn)布置見圖1所示，共計(jì)布置了15個(gè)測點(diǎn)，其中ω燃燒室中心1個(gè)點(diǎn)，燃燒室喉口、第一環(huán)岸和第二環(huán)岸各均布 4個(gè)點(diǎn)，銷座上方布置2個(gè)點(diǎn)。

表1 試驗(yàn)機(jī)型主要參數(shù)Table 1 Main parameters of test engine

圖1 硬度塞測點(diǎn)分布示意圖Fig.1 Hardness measuring point distribution diagram of hardness plug

1.2.2 活塞溫度測試結(jié)果與分析

活塞溫度場測試選擇活塞熱負(fù)荷較高的發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定功率工況（110 kW，4 000 r/min），在標(biāo)定功率工況持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)2 h后，停機(jī)取出硬度塞測試硬度值，對照圖2所示的硬度值與回火溫度關(guān)系的標(biāo)定曲線[26]，獲得標(biāo)定工況下活塞各測點(diǎn)溫度值見表2所示。

從表2中可以看出，整個(gè)活塞的溫度分布很不均勻，活塞的最高溫度為 382 ℃，位于燃燒室喉口（測點(diǎn)編號1）。在活塞同一區(qū)域的 4個(gè)不同位置的溫度有差異，其中第一環(huán)岸的4個(gè)測點(diǎn)溫差最大，相差32 ℃。由于第一環(huán)的密封作用和內(nèi)冷油道的極強(qiáng)的冷卻性能，使得第一環(huán)岸與第二環(huán)岸的平均溫度差為103.75 ℃，活塞銷座的溫度超過210 ℃。綜上所述，活塞頭部的溫度梯度很大，故活塞頭部熱應(yīng)力也很大。活塞在該工況下長時(shí)間運(yùn)行，有發(fā)生熱疲勞破壞的危險(xiǎn)。

圖2 硬度塞硬度值與回火溫度關(guān)系的標(biāo)定曲線Fig.2 Calibration curve of hardness value and tempering temperature of hardness plug

表2 活塞測點(diǎn)溫度Table 2 Piston temperature of measuring points

2 活塞傳熱仿真模型的建立

在活塞溫度場測試的基礎(chǔ)上，使用有限元法進(jìn)行模擬仿真以獲得更為詳細(xì)的溫度場數(shù)據(jù)，為優(yōu)化活塞結(jié)構(gòu)降低活塞溫度奠定基礎(chǔ)。由于活塞外形較為復(fù)雜，其細(xì)節(jié)特征對活塞傳熱都有影響，因此在建立活塞傳熱仿真模型時(shí)，完全保留了活塞實(shí)體的細(xì)節(jié)特征，并將活塞銷、一環(huán)槽鑲?cè)εc活塞一起作為裝配耦合模型進(jìn)行建模[27-29]。活塞組三維實(shí)體模型和有限元網(wǎng)格模型見圖3所示。

圖3 活塞組的三維模型與網(wǎng)格模型Fig.3 3D model and grid model of piston group

在對活塞組進(jìn)行網(wǎng)格處理時(shí)，對活塞頂面、ω燃燒室、活塞銷座、回油孔等結(jié)構(gòu)復(fù)雜的位置進(jìn)行了網(wǎng)格局部加密，網(wǎng)格尺寸設(shè)為1 mm，其他位置全部采用2 mm。最終網(wǎng)格數(shù)為452 072，節(jié)點(diǎn)數(shù)為735 982。裝配接觸部位的網(wǎng)格屬性為小滑移，摩擦系數(shù)為 0.15。活塞使用鋁合金材料，鑲?cè)τ描T鐵，活塞銷使用優(yōu)質(zhì)碳鋼，具體的材料特性見表 3所示?；钊鱾€(gè)表面的熱邊界條件通過經(jīng)驗(yàn)公式試算，然后結(jié)合表 2的試驗(yàn)測試值不斷修正熱邊界條件[30]，保證試驗(yàn)值與仿真值相差不超過2%，獲得如圖4所示位置的最終熱邊界條件（見表4所示）。采用該邊界條件計(jì)算得到標(biāo)定功率工況下活塞溫度場見圖5所示。

表3 活塞組的材料特性Table 3 Material properties of piston group

由圖 5可知，活塞的整體溫度分布不均勻，最高溫度為 382.6 ℃，出現(xiàn)在燃燒室喉口處。最低溫度出現(xiàn)在活塞裙部最底部，最低溫度為 162.1 ℃。第一環(huán)岸最高溫度出現(xiàn)在靠近活塞頂面位置，最高溫度 364.6 ℃。第二環(huán)岸平均溫度為 235 ℃。內(nèi)冷油腔溫差很大，分布在221～318 ℃之間。

圖4 活塞各邊界位置Fig.4 Boundary locations of piston

表4 活塞最終的熱邊界條件Table 4 Final thermal boundary conditions of piston

圖5 活塞溫度場和主要位置溫度示意圖Fig.5 Temperature field of piston and temperature of key positions

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)單因素掃值分析

3.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇

由上文可知，活塞的溫度梯度很大。這將導(dǎo)致活塞局部位置有很大的熱應(yīng)力。

1）在活塞頂面尤其是在燃燒室喉口區(qū)域的溫度很高且溫度梯度大，加之喉口處的小圓弧結(jié)構(gòu)，極易出現(xiàn)熱應(yīng)力集中，而第一環(huán)岸的厚度影響著燃燒室喉口的過渡圓弧大小和活塞散熱路徑；

2）活塞銷座位置（特別是銷座上方尖角處），受結(jié)構(gòu)上明顯的尖角和快速的圓弧過渡的影響，在熱傳導(dǎo)過程中會(huì)形成熱阻，致使該處溫度分布不均勻，容易出現(xiàn)熱應(yīng)力集中現(xiàn)象?；钊麅?nèi)腔距離燃燒室底部較近，四周有環(huán)形內(nèi)冷油腔和回油孔進(jìn)行冷卻，兩側(cè)銷座位置處活塞的壁厚會(huì)增加，這將阻礙熱量在活塞內(nèi)傳導(dǎo)，導(dǎo)致內(nèi)腔頂部中央?yún)^(qū)域溫度較高，使得整個(gè)內(nèi)腔頂部區(qū)域的溫差大，容易形成較大熱應(yīng)力。而銷座的長度與銷孔的直徑直接影響著該處的壁厚與過渡圓弧的大小。

3）活塞回油孔的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，長期受高溫機(jī)油沖刷，在高的缸內(nèi)爆發(fā)壓力和溫度的耦合作用下，也會(huì)有很大的應(yīng)力集中。

因?yàn)闇囟忍荻却蠛蛷?fù)雜的幾何結(jié)構(gòu)等因素，活塞燃燒室喉口、活塞銷座和回油孔處容易出現(xiàn)熱應(yīng)力集中現(xiàn)象。故選擇活塞銷座長度（A），活塞銷孔直徑（B）、第一環(huán)岸厚度（C）以及面窗同側(cè)兩回油孔距離（D）4個(gè)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，研究活塞溫度場的變化規(guī)律，結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖6所示。

圖6 結(jié)構(gòu)參數(shù)示意圖Fig.6 Structure parameters diagram of piston

3.2 參數(shù)設(shè)計(jì)方案

上述活塞的 4個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)變化的數(shù)值界限為不明顯降低該發(fā)動(dòng)機(jī)性能和滿足活塞可靠性的要求的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的極限尺寸，然后等分為 5個(gè)水平進(jìn)行分析，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)方案見表 5所示。在固定其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，改變其中某一個(gè)參數(shù)，采用單變量掃值的方法研究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞溫度場分布和活塞傳熱的影響的變化規(guī)律。所有設(shè)計(jì)方案采用的熱邊界條件均按表 4進(jìn)行施加。

表5 各因子水平值Table 5 Factor levels

3.3 各特征參數(shù)對活塞傳熱影響分析

選取活塞最高溫度、第一環(huán)槽的最高溫度、內(nèi)腔頂面最高溫度、銷座上方尖角處溫度作為分析對比目標(biāo)值，進(jìn)行各影響參數(shù)對活塞傳熱的影響的變化規(guī)律，如圖 7所示。

由圖7分析發(fā)現(xiàn)：銷座長度（A）的變化會(huì)將改變活塞內(nèi)腔的壁厚，進(jìn)而改變其熱傳導(dǎo)路徑，但是通過分析發(fā)現(xiàn)，大部分熱量依然是通過內(nèi)冷油腔和環(huán)區(qū)進(jìn)行耗散，銷座長度的變化并沒有改變內(nèi)腔頂面的傳熱狀況，只對第一環(huán)槽、銷座上方尖角區(qū)域有部分影響，對活塞的整體溫度場影響很小。

銷孔直徑（B）的改變會(huì)使活塞銷孔壁面與活塞的內(nèi)冷油腔和環(huán)區(qū)的相對位置發(fā)生變化。隨著銷孔直徑的增加，銷孔壁面與活塞環(huán)區(qū)和內(nèi)冷油腔的距離減少，會(huì)使更多熱量從銷孔處耗散，使得銷座上方尖角區(qū)域溫度降低，最多降低6 ℃。對活塞整體溫度場影響不大。

圖7 結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞關(guān)鍵位置的溫度的影響規(guī)律Fig.7 Influence of structure parameters on temperature of piston key position

第一環(huán)岸厚度（C）影響第一環(huán)槽的溫度分布，導(dǎo)致活塞環(huán)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和第一環(huán)的密封性和可靠性發(fā)生變化，從而影響機(jī)油耗與漏氣量等。增加第一環(huán)岸的厚度，使活塞頂部和燃燒室到環(huán)區(qū)和內(nèi)冷油腔以及內(nèi)腔頂部等熱量耗散的主要區(qū)域的距離增加，活塞頭部熱量傳遞受阻，結(jié)果使活塞最高溫度大幅增加，最多增加13.8 ℃?；钊^部熱量傳遞受阻，使得更少的熱量傳入第一環(huán)槽，加之內(nèi)冷油腔冷卻能力不變，使得第一環(huán)槽處溫度隨著第一環(huán)岸厚度的增加而降低，最多降低16 ℃。內(nèi)腔頂面的溫度隨著第一環(huán)岸厚度增加而增加，最多增加6.1 ℃。由于銷座離活塞頂面較遠(yuǎn)，第一環(huán)岸的厚度的變化對銷座區(qū)域的溫度場幾乎沒有影響。

面窗同側(cè)回油孔的距離（D）對活塞的整體溫度變化很小。增加該距離會(huì)使活塞的最高溫度和內(nèi)腔頂面溫度略有降低，會(huì)使活塞銷座尖角處的溫度減少，最多降低5 ℃。由于回油孔的方向不變，同側(cè)回油孔之間的距離的改變會(huì)使回油孔本身的壁面與活塞外圓表面的夾角發(fā)生變化，其間圓弧過渡也會(huì)發(fā)生變化，在機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷耦合作用下，使得該處應(yīng)力更加敏感。

活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化對活塞接受來自燃?xì)鈧?cè)的熱量的影響很小，這些結(jié)構(gòu)參數(shù)在對其主要影響的區(qū)域傳熱與溫度分布產(chǎn)生影響時(shí)，也會(huì)使得活塞其他位置的溫度分布發(fā)生較小變化。

4 結(jié)構(gòu)參數(shù)正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

為研究上述 4個(gè)活塞結(jié)構(gòu)參數(shù)對其傳熱特性影響的主次順序和最優(yōu)組合，采用正交試驗(yàn)的方法確定各個(gè)參數(shù)對活塞傳熱的影響程度。為提高計(jì)算效率，分別取上述試驗(yàn)中的最大值、最小值和中間值設(shè)為相應(yīng)水平值，得到正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)的因素水平表，如表6所示。

表6 正交試驗(yàn)的因子水平值Table 6 Factor levels of orthogonal test

上文已對各個(gè)參數(shù)進(jìn)行單因素掃值分析了，在不考慮因素間交互作用的情況下，不設(shè)空列，選取L9(34)正交表，如表7所示。并對對表中9個(gè)方案進(jìn)行活塞傳熱分析，所有設(shè)計(jì)方案采用的熱邊界條件均按表4進(jìn)行施加，提取 9組計(jì)算結(jié)果中的最高溫度作為研究目標(biāo)。利用極差分析尋找試驗(yàn)的主次因素、最優(yōu)水平、最優(yōu)組合。

從表7中可知，影響活塞最高溫度的各因素權(quán)重為C>D>A>B。其中，第一環(huán)岸厚度對活塞溫度影響最大，其影響比例達(dá)到57.8%，其次是回油孔相對位置和銷座長度，影響最小的因素是銷孔直徑。較優(yōu)的水平為A(I)、B(II)、C(I)、D(III)，對應(yīng)的最佳方案是銷座長度為72.5 mm、銷孔直徑為 35 mm、火力岸厚度為8 mm、回油孔相對位置為53 mm的活塞。以最優(yōu)方案進(jìn)行活塞三維建模，施加表 4所示的熱邊界條件進(jìn)行傳熱分析，得到如圖 8所示的活塞溫度場?；钊淖罡邷囟冉档椭?74.3 ℃，比正交試驗(yàn)中最低的375.1 ℃（試驗(yàn)號8）還低 0.8 ℃?？梢娬辉囼?yàn)得出的最優(yōu)組合結(jié)果能夠使活塞獲得更低的溫度。

表7L9(34)正交試驗(yàn)及極差分析Table 7 Orthogonal test and range analysis

圖8 優(yōu)化之后的活塞溫度場Fig.8 Optimized temperature field of piston

5 結(jié) 論

1）結(jié)合活塞表面溫度測試，建立了活塞傳熱的有限元模擬仿真模型，得到了活塞傳熱分析的準(zhǔn)確的熱邊界條件與活塞詳細(xì)的溫度場分布。分析發(fā)現(xiàn)，活塞的整體溫度分布不均勻，最高溫度為 382.6 ℃，出現(xiàn)在燃燒室喉口處。最低溫度出現(xiàn)在活塞裙部最底部，最低溫度為162.1 ℃。第一環(huán)岸最高溫度出現(xiàn)在靠近活塞頂面位置，最高溫度364.6 ℃。第二環(huán)岸平均溫度為235 ℃。內(nèi)冷油腔溫差很大，分布在221～318 ℃之間。

2）在研究的4個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)中，第一環(huán)岸厚度對活塞傳熱與溫度場的影響最大，主要影響活塞頭部的傳熱與溫度場的分布?；钊淖罡邷囟入S著第一環(huán)岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一環(huán)槽的溫度隨著第一環(huán)岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。銷座結(jié)構(gòu)主要影響活塞油環(huán)下側(cè)區(qū)域和銷座區(qū)域的傳熱與溫度場的分布。面窗同側(cè)回油孔的距離對活塞溫度場影響很小?；钊Y(jié)構(gòu)參數(shù)的變化對活塞接受來自燃?xì)鈧?cè)的熱量的影響很小，這些結(jié)構(gòu)參數(shù)在對其主要影響的區(qū)域傳熱與溫度分布產(chǎn)生影響時(shí)，也會(huì)使得活塞其他位置的溫度分布發(fā)生較小變化。

3）通過正交試驗(yàn)找到了這4個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)的最優(yōu)取值組合，對應(yīng)的最佳方案是銷座長度為72.5 mm、銷孔直徑為35 mm、火力岸厚度為8 mm、回油孔相對位置為53 mm的活塞。通過分析發(fā)現(xiàn)，最優(yōu)方案可以使活塞最高溫度降低至374.3 ℃。

[1]張麗強(qiáng)，張翼，付月磊. 柴油機(jī)活塞二階運(yùn)動(dòng)仿真分析[J].柴油機(jī)設(shè)計(jì)與制造，2010，16(2)：9－13.Zhang Liqiang, Zhang Yi, Fu Yuelei. An analysis of piston secondary movement for diesel engine[J]. Design and Manufacture of Diesel Engine, 2010, 16(2): 9－13. (in Chinese with English abstract)

[2]楊俊偉，于旭東，王成燾，等. 考慮活塞熱變形的活塞裙部潤滑計(jì)算分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2004，20(4)：365－368.Yang Junwei, Yu Xudong, Wang Chengtao, et al. Calculation and analysis of piston skirt lubrication considering the thermal deformation of piston[J]. Transactions of Csice, 2002,20(4): 365－368. (in Chinese with English abstract)

[3]張慶. 鋁合金蠕變—疲勞耦合特性研究及其在柴油機(jī)活塞壽命預(yù)測中的應(yīng)用[D]. 北京：北京理工大學(xué)，2015.Zhang Qing. Study on the Coupled Creep-fatigue Characteristic of Aluminum Alloy and the Application in Life Prediction of Diesel Engine Piston[D]. Beijing: Beijing Institute of Technology, 2015. (in Chinese with English abstract)

[4]Nicoletto G, Riva E, Filippo A D. High temperature fatigue behavior of rutectic Al-Si alloys used for piston production[J]. Procedia Engineering, 2014, 74: 157－160.

[5]劉達(dá)利，齊丕驤. 新型鋁活塞[M]. 北京：國防工業(yè)出版社，1999.

[6]Cha S W, Ha E J, Lee K W, et al. Development of fatigue durability analysis techniques for engine piston using CAE[J].SAE International Journal of Materials & Manufacturing,2009, 2(1): 403－408.

[7]Mbuya T O, Sinclair I, Moffat A J, et al. Micromechanics of fatigue crack growth in cast aluminum piston alloys[J].International Journal of Fatigue, 2012, 42(4): 227－237.

[8]Floweday G, Petrov S, Tait R B, et al. Thermo-mechanical fatigue damage and failure of modern high performance diesel pistons[J]. Engineering Failure Analysis, 2011, 18(7):1664－1674.

[9]羅朋. 考慮熱負(fù)荷的活塞形狀優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，1998(4)：426－430.Luo Peng. Shape optimization of the piston with thermal load[J]. Journal of Beijing Institute of Technology, 1998(4):426－430. (in Chinese with English abstract)

[10]俞小莉，翟昕，劉震濤，等. 柴油機(jī)燃燒室形狀對活塞熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷的影響[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程，2002，23(1)：45－48.Yu Xiaoli, Zhai Xin, Liu Zhentao, et al. The effect of combustion chamber shape on thermal and mechanical loads of a diesel engine piston[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering 2002, 23(1): 45－48. (in Chinese with English abstract)

[11]廖林清，屈翔，雷剛. 基于多學(xué)科的活塞優(yōu)化設(shè)計(jì)方法[J].中國機(jī)械工程，2009(9)：1123－1125.Liao Linqing, Qu Xiang, Lei Gang. Multidisciplinary optimization for piston design[J]. China Mechanical Engineering, 2009(9): 1123－1125. (in Chinese with English abstract)

[12]Bush J E, London A L. Design data for “cocktail shaker”cooled pistons and valves[R/OL]. SAE technical paper, 1965.http://dx.doi.org/10.4271/650727.

[13]Kajiwara H, Fujioka Y, Negishi H. Prediction of temperatures on pistons with cooling gallery in diesel engines using CFD tool[R/OL]. SAE technical paper, 2003.http://dx.doi.org/10.4271/2003-01-0986.

[14]David C L, Theo L, Paul J, et al. The effect of piston cooling jets on diesel engine piston temperatures, emissions and fuel consumption[R/OL]. SAE technical paper, 2012.http://dx.doi.org/10.4271/2012-01-1212.

[15]Najafabadi M I, Mirsalim M, Hosseini V. Experimental and numerical study of piston thermal management using piston cooling jet[J]. Journal of Mechanical Science & Technology,2014, 28(3): 1079－1087.

[16]Buyukkaya E, Cerit M. Thermal analysis of a ceramic coating diesel engine piston using 3D finite element method[J].Surface & Coatings Technology, 2007, 202(2): 398－402.

[17]Buyukkaya E. Thermal analysis of functionally graded coating AlSi alloy and steel pistons[J]. Surface & Coatings Technology, 2008, 202(16): 3856－3865.

[18]Cerit M, Coban M. Temperature and thermal stress analyses of a ceramic-coated aluminum alloy piston used in a diesel engine[J]. International Journal of Thermal Sciences, 2014,77(1):11－18.

[19]張勇，張力，申正均，等. 振蕩冷卻油腔活塞熱結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的有限元分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)工程，2004，25(5)：56－59.Zhang Yong, Zhang Li, Shen Zhengjun, et al. Thermalstructural FEM analysis of a piston with an inner oscillating-oil-cooling channel[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering, 2004, 25(5): 56－59. (in Chinese with English abstract)

[20]原彥鵬，王月，張衛(wèi)正，等. 冷卻油腔位置改變對活塞溫度場的影響[J]. 北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2008，28(7)：585－588.Yuan Yanpeng, Wang Yue, Zhang Weizheng, et al. A study on the effect upon the piston temperature field through changing the position of the cooling gallery[J]. Transactions of Beijing Institute of Technology, 2008, 28(7): 585－588.(in Chinese with English abstract)

[21]楊震寰. 動(dòng)力系統(tǒng)原理與設(shè)計(jì)[M]. 北京：兵器工業(yè)出版社，2015.

[22]趙冠華. 復(fù)合隔熱活塞氣隙隔熱機(jī)理研究及整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[D]. 北京：北京理工大學(xué)，2016.Zhao Guanhua. Study on the Air Thermal Transfer and the Structure Design of Insulated Piston[D]. Beijing: Beijing Institute of Technology, 2016. (in Chinese with English abstract)

[23]樓狄明，張志穎，王禮麗. 機(jī)車柴油機(jī)組合活塞的換熱邊界條件及熱負(fù)荷[J]. 同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)，2005，33(5)：664－667.Lou Diming, Zhang Zhiying, Wang Lili. Heat transfer boundary condition and thermal load of combined-piston for locomotive diesel engines[J]. Journal of Tongji University,2005, 33(5): 664－667. (in Chinese with English abstract)

[24]Lu X, Li Q, Zhang W, et al. Thermal analysis on piston of marine diesel engine[J]. Applied Thermal Engineering, 2013,50(1): 168－176.

[25]雷基林，申立中，楊永忠，等. 4100QBZ型增壓柴油機(jī)活塞溫度場試驗(yàn)研究及有限元分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2007，25(5):65－70.Lei Jilin, Shen Lizhong, Yang Yongzhong, et al. Finite element analysis and temperature field measurement of 4100QBZ turbocharged diesel engine piston[J]. Transactions of Csice, 2007, 25(5): 65－70. (in Chinese with English abstract)

[26]雷基林. 增壓柴油機(jī)活塞三維有限元分析及溫度場試驗(yàn)研究[D]. 昆明：昆明理工大學(xué)，2005.Lei Jilin. Study on 3D Finite Element Analysis and Temperature Field Test of Supercharged Diesel Piston[D].Kunming: Kunming University of Science and Technology,2005. (in Chinese with English abstract)

[27]張俊紅，何振鵬，張桂昌，等. 柴油機(jī)活塞熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷耦合研究[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2011(1)：78－83.Zhang Junhong, He Zhenpeng, Zhang Guichang, et al.Coupled thermal and mechanical load analysis in diesel engine piston[J]. Transactions of Csice, 2011(1): 78－83. (in Chinese with English abstract)

[28]陳紅巖，李迎，李孝祿. 柴油機(jī)流固耦合傳熱仿真研究[J].中國計(jì)量學(xué)院學(xué)報(bào)，2007，17(4)：284－288.Chen Hongyan, Li Ying, Li Xiaolu. Simulation study on the fluid-solid coupled heat transfer of diesel engines[J]. Journal of China Jiliang University, 2007, 17(4): 284－288. (in Chinese with English abstract)

[29]佟景偉，李林安，李鴻琦，等. 在溫度和機(jī)械載荷作用下活塞應(yīng)力與變形的三維有限元分析[J]. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，1995，13(2)：123－131.Tong Jingwei, Li Linan, Li Hongqi, et al. 3-D finite element analysis of stress and deformation of piston under the action of thermal and mechanical load[J]. Transactions of Csice,1995, 13(2): 123－131. (in Chinese with English abstract)

[30]韓閃閃. 柴油機(jī)活塞結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和傳熱的影響因素研究[D].昆明：昆明理工大學(xué)，2013.Han Shanshan. Study on Influence Factors of the Structural Strength and Heat Transfer of Diesel Engine Piston[D].Kunming: Kunming University of Science and Technology,2013. (in Chinese with English abstract)

Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston

Deng Xiwen1, Lei Jilin1※, Wen Jun1,2, Wen Zhigao2, Shen Lizhong1
(1.Yunnan Province Key Laboratory of Internal Combustion Engine, Kunming University of Science and Technology, Kunming650500,China; 2. Chengdu Galaxy Power co., LTD, Chengdu610505,China)

In order to meet the requirements of increasingly more stringent regulations of energy conservation and emissions reduction for automotive engines, many new technologies have been applied, such as multi-valve structures, variable geometry turbochargers, exhaust gas recirculation (EGR), and electronic controlled high-pressure fuel injection systems. On the other hand, the strength of the diesel engine is higher and higher, and the temperature field distributions of the engine parts are more uneven, such as pistons and cylinder head. The optimized piston structure, the inner cooling gallery structure, and the surface coating technology have become main ways to decrease heat load and optimize the temperature distributions of piston. The phenomenon of the thermal stress concentration is caused by uneven distribution of temperature field of the piston of internal combustion engine. In order to further study the temperature field distribution of the piston, a piston of high pressure common rail diesel engine which met the emission limit of Level 5 in China was treated as the research object. Combined with the temperature test of the feature points of piston surface using hardness plug, a heat transfer model of the piston group was established by using the finite element method. The enchased ring and pin were considered in the simulation model. A temperature field of piston was obtained by using the simulation model. Through the analysis it was found that some key locations of piston were prone to thermal stress concentration, such as the upside of the pin boss, the pin hole, the piston head and the 2 oil holes. Therefore, the length of the piston pin boss, the diameter of the pin hole, the height of the top land and the distance of 2 oil holes were treated as structural parameters. The influences of piston structure on heat transfer and temperature field were analyzed by using the single parameter sweep method and the orthogonal experiment method. The study found that the temperature distribution of the piston was not uniform. The maximum temperature of 382.6 ℃ appeared at the bowl edge of combustion chamber, and the minimum temperature of 161.1 ℃ appeared at the bottom of piston skirt. The piston structures had some influence on heat transfer performance and the temperature field distribution of the piston. Among the 4 structural parameters in this study, the height of the top land had the most influence on heat transfer and temperature field, the oil hole position ranked the second, and the pin hole diameter had the minimum. The top land height had the major influences on the distribution of temperature field of piston head. The maximum temperature of the piston increased by 13.8 ℃ with the increasing of the height of the top land. On the other hand, the maximum temperature of the first groove decreased by 16 ℃with the increasing of the height of the top land of the piston. The pin boss structure had the major impact on the regions under the oil ring and the regions of pin boss. The oil hole position had a little effect on heat transfer and temperature field of piston.In addition, if a piston structural parameter was changed, heat quantity conducted from gas side still remained almost the same.Therefore, the variation of the structure parameter could only affect heat transfer and temperature distribution of the corresponding part instead of other regions. The optimal combination of 4 structure parameters was found by the orthogonal experiment. The corresponding optimal scheme was the pin length of 72.5 mm, the diameter of the pin hole of 35 mm, the height of the top land of 8 mm, and the distance of the 2 oil holes of 53 mm. Through the heat transfer analysis it was found that the optimal scheme could reduce the maximum temperature of piston to 374.3 ℃.

diesel engines; pistons; structural optimization; parameters; heat transfer; temperature field

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013

TK422

A

1002-6819(2017)-10-0102-07

2016-10-31

2017-03-05

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51665021；51366006）

鄧晰文，男，四川廣安人，博士生，主要從事內(nèi)燃機(jī)工作過程與結(jié)構(gòu)優(yōu)化技術(shù)研究。昆明 昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，

650500。Email：xixiwen@126.com

※通信作者：雷基林，男，四川廣安人，教授，博士生導(dǎo)師，2014年赴美國伊利諾伊大學(xué)香檳分校進(jìn)修，主要從事內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)與優(yōu)化技術(shù)研究。昆明昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，650500。Email：leijilin@sina.com