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(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 3.昆明云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司，昆明，650217

0 引言

近年來，為了降低活塞熱負(fù)荷，使活塞保持較高的強(qiáng)度，內(nèi)冷油腔振蕩傳熱作為一種高效的強(qiáng)化傳熱方式，在高熱負(fù)荷發(fā)動(dòng)機(jī)活塞中得到了廣泛應(yīng)用。研究表明，采用內(nèi)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(nèi)冷油腔的振蕩傳熱量約占活塞整體散熱量的40%～60%[1-4]。內(nèi)冷油腔在降低活塞工作溫度的同時(shí)也使活塞的工作溫度梯度產(chǎn)生很大的變化，從而產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力。不合理的內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)會(huì)導(dǎo)致活塞熱疲勞失效，因此內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)的合理設(shè)計(jì)是降低活塞熱負(fù)荷，保證活塞工作可靠性的關(guān)鍵。

近年來，對(duì)活塞內(nèi)冷油腔振蕩傳熱的研究已經(jīng)成為研究的熱點(diǎn)之一。譚建松等[5]對(duì)比分析了內(nèi)冷油腔、底噴無油腔、無底噴油霧和高位空心環(huán)內(nèi)冷對(duì)活塞溫度場(chǎng)的影響，結(jié)果表明，在高強(qiáng)化發(fā)動(dòng)機(jī)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(qiáng)制內(nèi)部冷卻才能有效地降低活塞高溫區(qū)域的溫度。KAJIWARA等[6]通過建立簡化的內(nèi)冷油腔二維模型，假設(shè)活塞在運(yùn)動(dòng)過程中的充油率不變，研究了不同機(jī)油填充率對(duì)內(nèi)冷油腔壁面換熱系數(shù)的影響。原彥鵬等[7]、馮耀南等[8]通過經(jīng)驗(yàn)公式研究了內(nèi)冷油腔位置對(duì)活塞溫度場(chǎng)的影響規(guī)律。鄭清平等[9]采用CFD穩(wěn)態(tài)計(jì)算獲得了內(nèi)冷油腔內(nèi)壁面的換熱邊界條件，研究了內(nèi)冷油腔軸向位置對(duì)活塞溫度場(chǎng)、熱應(yīng)力和變形的影響。朱楠林等[10]利用CLSVOF兩相流方法和動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)，研究了內(nèi)冷油腔簡化結(jié)構(gòu)參數(shù)和機(jī)油填充率對(duì)內(nèi)冷油腔壁面平均溫度的影響規(guī)律。鄧晰文等[11]發(fā)現(xiàn)活塞二階運(yùn)動(dòng)對(duì)內(nèi)冷油腔中的機(jī)油分布以及內(nèi)冷油腔側(cè)壁面的對(duì)流傳熱系數(shù)有較大的影響。

內(nèi)冷油腔的振蕩流動(dòng)與傳熱機(jī)理復(fù)雜，油腔壁面是伴隨活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)態(tài)邊界，機(jī)油、空氣、油氣與油腔壁面之間的傳熱實(shí)際上是周期性的瞬態(tài)導(dǎo)熱、射流沖擊和對(duì)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(jī)鋁合金活塞為研究對(duì)象，結(jié)合活塞工作溫度的試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果建立活塞熱負(fù)荷模型。在此基礎(chǔ)上，利用順序耦合方法建立活塞-內(nèi)冷油腔的流固耦合傳熱模型，研究了標(biāo)定功率工況下發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)過程中，不同曲軸轉(zhuǎn)角位置時(shí)刻，內(nèi)冷油腔中機(jī)油的分布與傳熱規(guī)律，分析了內(nèi)冷油腔位置對(duì)活塞溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力場(chǎng)的影響規(guī)律。

1 活塞數(shù)值模型的建立及驗(yàn)證

研究機(jī)型為直列四缸電控高壓共軌柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，采用增壓中冷進(jìn)氣方式，每缸兩氣門，活塞為無內(nèi)冷油腔的鋁合金活塞，縮口w型偏置燃燒室。研究機(jī)型的主要技術(shù)參見表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

1.1 原活塞數(shù)值模型的建立

建立了原活塞的幾何模型，并采用良好適應(yīng)活塞曲面變化的四面體單元進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分?；钊紵液砜凇⑷紵?、環(huán)槽和活塞頂內(nèi)表面為計(jì)算分析重點(diǎn)，因此，對(duì)這幾個(gè)部位進(jìn)行了網(wǎng)格加密[12]，共生成390 606個(gè)網(wǎng)格、565 132個(gè)節(jié)點(diǎn)。通過建立該柴油機(jī)一維熱力學(xué)仿真模型，計(jì)算得到標(biāo)定功率工況下缸內(nèi)燃?xì)獾膶?duì)流傳熱系數(shù)和溫度，并將其作為活塞火力面?zhèn)葻徇吔鐥l件，如圖1、圖2所示。

圖1 缸內(nèi)燃?xì)鈱?duì)流傳熱系數(shù)Fig.1 In-cylinder convection heat transfer coefficient

圖2 缸內(nèi)燃?xì)鉁囟菷ig.2 In-cylinder temperature

1.2 原活塞模型驗(yàn)證

試驗(yàn)采用硬度塞測(cè)溫法對(duì)標(biāo)定功率工況下的活塞特征點(diǎn)溫度進(jìn)了測(cè)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(guān)系如圖3所示。

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

47個(gè)活塞測(cè)點(diǎn)的布置如圖4、圖5所示。通過對(duì)比標(biāo)定功率工況下的試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果和數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果來驗(yàn)證數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，由于一些外界因素的影響，實(shí)際僅得到30個(gè)測(cè)點(diǎn)的溫度，試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果與數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果如圖6所示，計(jì)算溫度與試驗(yàn)測(cè)量溫度的最大誤差為4.7%。

圖4 活塞火力面溫度測(cè)點(diǎn)分布圖Fig.4 Piston fire surface temperature measurement points distribution map

圖5 活塞周面溫度測(cè)點(diǎn)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(fù)荷模型，利用順序耦合傳熱方法建立了活塞和內(nèi)冷油腔的數(shù)值仿真模型，內(nèi)冷油腔流體區(qū)域生成255 850個(gè)網(wǎng)格，活塞有限模型生成275 105個(gè)網(wǎng)格。采用ALE動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)實(shí)現(xiàn)內(nèi)冷油腔的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，如圖7所示，初始網(wǎng)格劃分時(shí)，將流體區(qū)域分為三部分：上部為運(yùn)動(dòng)邊界，該部分網(wǎng)格數(shù)不變；下部為靜止邊界，該部分網(wǎng)格不變，底面分割出機(jī)油進(jìn)出口；運(yùn)動(dòng)邊界與

圖6 試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)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(wǎng)格隨上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)層的拉伸、壓縮和再生。在活塞內(nèi)冷油腔振蕩冷卻的仿真計(jì)算中，采用CLSVOF多相流模型結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型進(jìn)行研究。內(nèi)冷油腔壁面熱邊界條件參考朱海榮等[13]的經(jīng)驗(yàn)，給定油腔壁面平均傳熱系數(shù)3 600 W/(mm2·K)，溫度為493 K。

圖7 內(nèi)冷油腔-活塞網(wǎng)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(duì)流傳熱系數(shù)互為邊界條件，不傳遞動(dòng)力學(xué)邊界，因此活塞在整個(gè)耦合計(jì)算過程中被簡化為靜止?fàn)顟B(tài)，在不影響計(jì)算結(jié)果精度的同時(shí)可大幅縮短計(jì)算用時(shí)。

2 計(jì)算方案

所研究活塞燃燒室為縮口w型偏置燃燒室，內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以偏置側(cè)為基準(zhǔn)。為了便于對(duì)油腔位置進(jìn)行參數(shù)化研究，建模時(shí)，對(duì)內(nèi)冷油腔位置的限制范圍進(jìn)行了定義，其尺寸參數(shù)如圖8所示，其中，D1為內(nèi)冷油腔距離燃燒室的最小距離；D2為內(nèi)冷油腔距離活塞頂面的最小距離；D3為內(nèi)冷油腔距離環(huán)槽底部的最小距離；D4為內(nèi)冷油腔距離活塞內(nèi)腔的最小距離。

圖8 內(nèi)冷油腔位置參數(shù)Fig.8 Position parameter of gallery

在內(nèi)冷油腔形狀不變的前提下，將結(jié)構(gòu)參數(shù)D1、D2、D3、和D4分別作為單因素進(jìn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)，如表2所示，其中，方案1～8保持內(nèi)冷油腔外緣與活塞頂面最小距離D2為26.5 mm，徑向移動(dòng)內(nèi)冷油腔，內(nèi)冷油腔與活塞環(huán)槽底面的距離D3改變范圍為3～10 mm。方案9～12保持內(nèi)冷油腔與活塞環(huán)槽底部最小距離D3為4 mm，軸向移動(dòng)內(nèi)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(jì)算方案

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 內(nèi)冷油腔流動(dòng)分析

活塞高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中，機(jī)油填充率為30%～60%[7-10]，機(jī)油與空氣形成了復(fù)雜的氣液兩相流在內(nèi)冷油腔中循環(huán)振蕩。圖9所示為標(biāo)定功率工況下不同曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)刻內(nèi)冷油腔中機(jī)油的分布規(guī)律。當(dāng)活塞由上止點(diǎn)(top dead center, TDC)向下運(yùn)動(dòng)時(shí)，機(jī)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(nèi)冷油腔的機(jī)油逐漸聚集在內(nèi)冷油腔上壁面，使得油腔上壁面的機(jī)油體積分?jǐn)?shù)增大，油腔下壁面的機(jī)油體積分?jǐn)?shù)減?。辉诨钊麥p速階段，機(jī)油在慣性和重力的作用下，機(jī)油下行速度大于活塞速度，機(jī)油開始脫離內(nèi)冷油腔上壁面，內(nèi)冷油腔底面的機(jī)油體積分?jǐn)?shù)開始增大。活塞由下止點(diǎn)(bottom dead center, BDC)向上止點(diǎn)運(yùn)動(dòng)過程中，在加速階段，機(jī)油上行速度小于活塞速度，機(jī)油逐漸聚集在內(nèi)冷油腔底面，內(nèi)冷油腔底面體積分?jǐn)?shù)達(dá)到最大值；在減速階段，機(jī)油在慣性作用下脫離內(nèi)冷油腔底面撞擊到頂部，頂部的機(jī)油逐漸增多。

圖9 內(nèi)冷油腔壁面機(jī)油體積分?jǐn)?shù)Fig.9 Oil volume fraction of gallery

3.2 內(nèi)冷油腔傳熱分析

圖10所示為內(nèi)冷油腔壁面平均對(duì)流傳熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律?；钊谙轮裹c(diǎn)時(shí)運(yùn)動(dòng)方向發(fā)生改變，機(jī)油在慣性和重力的作用下沖擊底部壁面，湍流流動(dòng)加強(qiáng)，壁面邊界層變薄，壁面流體區(qū)域流體和中心區(qū)流體的混合增強(qiáng)，從而極大地強(qiáng)化了傳熱，故在下止點(diǎn)后，傳熱系數(shù)急劇升高，同樣，在上止點(diǎn)附近，由于機(jī)油沖擊內(nèi)冷油腔頂部壁面，傳熱系數(shù)再次升高，并達(dá)到最大值1672.64 W/(mm2·K)。活塞在下行減速階段時(shí)，機(jī)油大部分位于內(nèi)冷油腔中心區(qū)域，內(nèi)冷油腔壁面的機(jī)油體積分?jǐn)?shù)減小，湍流強(qiáng)度減弱，壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)大幅度下降，最小值出現(xiàn)在下止點(diǎn)前，為944.71 W/(m2·K)。

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

由圖11可見，在內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行過程中，活塞內(nèi)冷油腔壁面溫度變化較小。對(duì)比圖10、圖11可以看出，內(nèi)冷油腔壁面平均溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律與內(nèi)冷油腔壁面平均對(duì)流傳熱系數(shù)的變化規(guī)律相吻合。當(dāng)內(nèi)冷油腔壁面平均傳熱系數(shù)增大時(shí)，內(nèi)冷油腔將帶走活塞更多的熱量，使活塞內(nèi)冷油腔壁面溫度下降，最低溫度為374.89 K；當(dāng)內(nèi)冷油腔壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)減小時(shí)，內(nèi)冷油腔壁面溫度升高，最高溫度為376.21 K。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中，機(jī)油在內(nèi)冷油腔中對(duì)活塞進(jìn)行周而復(fù)始的強(qiáng)制振蕩冷卻，極大地增強(qiáng)了傳熱效果，有效降低了活塞溫度。

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

3.3 內(nèi)冷油腔位置對(duì)活塞熱負(fù)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(píng)價(jià)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(biāo)準(zhǔn)。

1.活塞頂部 2.第一環(huán)槽上側(cè) 3.第一環(huán)槽底面4.第一環(huán)槽下面 5.活塞內(nèi)腔頂面 6.內(nèi)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(shè)計(jì)內(nèi)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(yīng)力(Mises應(yīng)力)變化，隨著D1的減小，燃燒室底部最大熱應(yīng)力呈現(xiàn)先減小、后增大的趨勢(shì)。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(yīng)力減??；當(dāng)D1減小到一定程度時(shí)，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(chǎn)生較大的熱應(yīng)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(shè)計(jì)內(nèi)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(nèi)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(shì)，但變化幅度不大，說明徑向移動(dòng)內(nèi)冷油腔對(duì)活塞頂面溫度影響較小。由方案9～12可以看出，當(dāng)D2逐漸減小時(shí)，活塞頂面最高溫度快速下降，說明內(nèi)冷油腔軸向移動(dòng)對(duì)活塞頂面溫度的影響大于徑向移動(dòng)。如圖14b所示，Δσ2為考查位置1處的最大熱應(yīng)力(Mises應(yīng)力)變化，設(shè)計(jì)內(nèi)冷油腔后，活塞頂面熱應(yīng)力變化規(guī)律不變，最大熱應(yīng)力出現(xiàn)在活塞喉口靠近進(jìn)氣側(cè)位置，變化幅度不大，說明內(nèi)冷油腔位置對(duì)活塞頂面最大熱應(yīng)力影響較小。因此，在對(duì)內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度允許范圍內(nèi)盡量靠近活塞頂面，進(jìn)而降低活塞最高溫度，防止活塞的蠕變、熱裂和燒蝕等現(xiàn)象的出現(xiàn)。

圖13 考查位置7處最高溫度及最大熱應(yīng)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(yīng)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(huán)槽)處的最高溫度變化?；钊O(shè)計(jì)內(nèi)冷油腔后，第一環(huán)槽溫度大幅度降低，方案6相比于無內(nèi)冷油腔活塞第一環(huán)槽，溫度降低了23.18 ℃，隨著D3的增大，第一環(huán)槽溫度基本不變，這是由于活塞結(jié)構(gòu)限制，內(nèi)冷油腔位置遠(yuǎn)離第一環(huán)槽，無法對(duì)第一環(huán)槽進(jìn)行有效的冷卻，因此，在內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，應(yīng)在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度允許范圍內(nèi)盡量靠近第一環(huán)槽，進(jìn)而降低第一環(huán)槽溫度，防止活塞環(huán)卡死、漏氣、竄油和拉缸等現(xiàn)象的出現(xiàn)。如圖15b所示，Δσ3為活塞環(huán)槽熱應(yīng)力(Mises應(yīng)力)變化，設(shè)計(jì)內(nèi)冷油腔后，第三環(huán)槽熱應(yīng)力急劇增大，最大熱應(yīng)力達(dá)到80.92 MPa，并隨著D3的增大，熱應(yīng)力逐漸減小。這是由于較小的D3造成內(nèi)冷油腔與第三環(huán)槽底面形成較大的溫度梯度，熱流密度增大，從而導(dǎo)致較大的局部熱應(yīng)力。

圖15 考查位置2、3、4處最高溫度及最大熱應(yīng)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(nèi)頂面)處的最高溫度變化。活塞設(shè)計(jì)內(nèi)冷油腔后，活塞內(nèi)頂溫度大幅度降低，并隨著D2的增大，活塞內(nèi)頂溫度呈下降趨勢(shì)，徑向移動(dòng)內(nèi)冷油腔對(duì)活塞內(nèi)頂溫度影響較小。方案9～12中，活塞內(nèi)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(yīng)力(Mises應(yīng)力)變化，隨著D3的增大，活塞內(nèi)腔的熱應(yīng)力呈現(xiàn)先增大、后減小的趨勢(shì)，這是由于D3較大時(shí)，活塞內(nèi)頂面與內(nèi)冷油腔之間溫度變化較為平緩，產(chǎn)生較小的熱應(yīng)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(chǎn)生較大的熱應(yīng)力；D3繼續(xù)減小時(shí)，內(nèi)冷油腔對(duì)活塞內(nèi)頂面冷卻較為充分，溫度梯度減小，使得熱應(yīng)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(jié)論

(1)CFD瞬態(tài)計(jì)算分析不僅能夠較準(zhǔn)確地反映發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)過程中活塞內(nèi)冷油腔的機(jī)油分布情況，獲得油腔壁面溫度和對(duì)流傳熱系數(shù)的變化規(guī)律；而且還能夠?yàn)榛钊?內(nèi)冷油腔流固耦合傳熱提供更準(zhǔn)確的邊界條件。

(2)隨著活塞的高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)，機(jī)油在內(nèi)冷油腔中上下振蕩流動(dòng)。當(dāng)活塞位于在上止點(diǎn)和下止點(diǎn)位置時(shí)，在重力加速度和慣性力的作用下，機(jī)油沖擊內(nèi)冷油腔的下壁面和上壁面，湍流流動(dòng)加強(qiáng)，壁面邊界層變薄，內(nèi)冷油腔壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)變大，帶走活塞更多的熱量。

(3)設(shè)計(jì)內(nèi)冷油腔后，活塞的整體溫度顯著降低。油腔位置對(duì)活塞溫度場(chǎng)有較大的影響，內(nèi)冷油腔位置靠近活塞頂面和環(huán)槽底面時(shí)，能夠顯著降低活塞最高溫度及環(huán)槽溫度，因此在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度允許范圍內(nèi)，冷油腔位置應(yīng)盡量靠近活塞頂面和環(huán)槽底面。

(4)不合理的內(nèi)冷油腔位置設(shè)計(jì)會(huì)產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力。當(dāng)內(nèi)冷油腔位置過于靠近活塞壁面時(shí)，活塞第三環(huán)槽及內(nèi)腔頂面區(qū)域會(huì)產(chǎn)生較大的局部熱應(yīng)力。