雷基林，楊永忠，，鄧晰文，代國雄，楊振東，吳 濤

（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.昆明云內(nèi)動(dòng)力股份有限公司，昆明 650200）

前言

隨著內(nèi)燃機(jī)強(qiáng)化程度的進(jìn)一步提高，活塞在氣缸內(nèi)承受著越來越高的熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷，在活塞頭部鑄出內(nèi)冷油腔是一種有效解決活塞熱負(fù)荷的方式［1－2］。機(jī)油通過活塞底部的噴油嘴噴射進(jìn)入內(nèi)冷油腔，跟隨活塞一起往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生振蕩效應(yīng)，可極大地增加活塞頭部與機(jī)油的換熱系數(shù)［3］。內(nèi)冷油腔的存在必定會(huì)削弱活塞的強(qiáng)度，加之缸內(nèi)周期性的高壓燃?xì)鈮毫?、慣性力、側(cè)擊力和摩擦力等機(jī)械負(fù)荷的作用，會(huì)使活塞結(jié)構(gòu)強(qiáng)度面臨更大的挑戰(zhàn)［4］。

影響內(nèi)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(nèi)冷油腔的高度以及活塞的尺寸、燃燒室形狀和第一環(huán)槽的位置等都會(huì)對(duì)油腔的冷卻能力產(chǎn)生直接或間接的影響［5－7］。在內(nèi)冷油腔眾多因素中，形狀和位置是最關(guān)鍵的，它們的改變往往會(huì)引起活塞傳熱與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的較大變化。胡志等［8］研究了油腔的截面積大小對(duì)活塞溫度場(chǎng)分布的影響，選用合適尺寸的油腔截面積會(huì)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(huì)降低油腔的冷卻能力。原彥鵬等［9］提出內(nèi)冷油腔的位置對(duì)活塞各個(gè)部位的影響規(guī)律有很大的差距，尤其對(duì)第一環(huán)槽的影響，通過移動(dòng)內(nèi)冷油腔的位置可使第一環(huán)槽的溫度降低近30℃。呂彩琴等［10］通過將內(nèi)冷油腔上移1.8 mm的方法改進(jìn)了活塞的溫度場(chǎng)分布，但其應(yīng)力分布也有較大的變化。

為更系統(tǒng)地研究活塞結(jié)構(gòu)與位置參數(shù)對(duì)活塞傳熱與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響規(guī)律，優(yōu)化內(nèi)冷油腔的結(jié)構(gòu)與其在活塞中的位置，選擇了內(nèi)冷油腔的3種結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，采用流固耦合傳熱的仿真方式，分析了不同試驗(yàn)組合對(duì)活塞的最高溫度、最大變形和油腔周邊3個(gè)位置的綜合應(yīng)力值的影響，分析對(duì)活塞傳熱與強(qiáng)度影響最大的因素，得到油腔結(jié)構(gòu)與位置參數(shù)的最優(yōu)組合，為內(nèi)冷油腔的設(shè)計(jì)提供了參考。

1 活塞流固耦合傳熱分析

活塞在發(fā)動(dòng)機(jī)的工作循環(huán)中，其頂面與缸內(nèi)氣體不停地進(jìn)行對(duì)流換熱及強(qiáng)熱輻射傳熱。帶有內(nèi)冷油腔的活塞，機(jī)油由活塞內(nèi)腔的噴油嘴噴射進(jìn)入油腔內(nèi)，進(jìn)行強(qiáng)制振蕩以冷卻活塞?；钊膫鳠岱治鰧儆趦?nèi)部無熱源的三維穩(wěn)態(tài)紊流流動(dòng)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(shù)等參數(shù)的相互傳遞。把難以確定的外部邊界條件轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)內(nèi)邊界，整個(gè)過程無須人工干預(yù)，就能較為準(zhǔn)確地獲得活塞的溫度場(chǎng)。

活塞流固耦合傳熱計(jì)算流程如圖1所示。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算出活塞各表面的有限元邊界條件，油腔進(jìn)出口邊界條件由實(shí)測(cè)油壓和經(jīng)驗(yàn)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(chǎng)，該溫度場(chǎng)結(jié)果經(jīng)過反復(fù)修正活塞表面的邊界條件使活塞的計(jì)算溫度場(chǎng)與實(shí)際測(cè)得的溫度場(chǎng)相吻合，即得到活塞的最終溫度場(chǎng)。

2 試驗(yàn)測(cè)試

2.1 試驗(yàn)機(jī)型

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

表1 試驗(yàn)機(jī)型主要參數(shù)

2.2 活塞溫度場(chǎng)測(cè)試

由于活塞工作過程中，其換熱情況比較復(fù)雜，采用試驗(yàn)的方法來檢驗(yàn)有限元邊界條件正確性?；钊诓裼蜋C(jī)內(nèi)高速運(yùn)動(dòng)，且缸內(nèi)的高爆發(fā)壓力和高燃?xì)鉁囟鹊仍?，?shí)時(shí)測(cè)量活塞的溫度難度很大。硬度塞有測(cè)點(diǎn)多、對(duì)活塞的強(qiáng)度影響小和誤差小的優(yōu)點(diǎn)?；钊砻娌糠譁y(cè)溫點(diǎn)布置示意圖如圖2所示?？偣?4個(gè)測(cè)點(diǎn)，其中燃燒室中心布置1個(gè)點(diǎn)，燃燒室喉口4個(gè)點(diǎn)，第一環(huán)岸和第二環(huán)岸各分布4個(gè)點(diǎn)，銷座邊緣1個(gè)點(diǎn)。測(cè)試溫度如表2所示。

圖2 活塞溫度場(chǎng)測(cè)點(diǎn)布置示意圖

表2 活塞測(cè)點(diǎn)溫度

3 活塞傳熱與強(qiáng)度仿真模型的建立

由于活塞外形較為復(fù)雜，且每個(gè)細(xì)節(jié)特征對(duì)整體變形都有影響，尤其是在活塞面窗（活塞銷座兩端外側(cè)平面）兩側(cè)回油孔位置，多數(shù)學(xué)者在處理時(shí)將該區(qū)域忽略或簡化，課題組在前期試驗(yàn)和分析中發(fā)現(xiàn)活塞面窗回油孔結(jié)構(gòu)對(duì)活塞銷座區(qū)域的綜合應(yīng)力影響較大，因此在建立活塞傳熱仿真模型時(shí)，完全保留了活塞實(shí)體模型細(xì)節(jié)特征，并將活塞銷、一環(huán)槽鑲?cè)突钊黄鹱鳛檠b配耦合模型進(jìn)行分析。

圖3為活塞三維實(shí)體模型和有限元模型圖。在對(duì)活塞組進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，對(duì)活塞頂面、ω燃燒室、活塞銷座和回油孔等位置進(jìn)行了網(wǎng)格局部加密，單元大小設(shè)為1 mm，其他位置為2 mm。均采用十節(jié)點(diǎn)四面體單元進(jìn)行體網(wǎng)格劃分，其面網(wǎng)格單元數(shù)為131 048，節(jié)點(diǎn)數(shù)為65 516；體網(wǎng)格單元數(shù)為452 072，節(jié)點(diǎn)數(shù)為735 982。

圖3 活塞組的三維模型與網(wǎng)格模型

裝配接觸部位的網(wǎng)格屬性為小滑移，摩擦因數(shù)為0.15?；钊褂娩X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(shù)通過經(jīng)驗(yàn)公式試算后，再結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試值進(jìn)行修正獲得，如表4所示。圖4為表4中對(duì)應(yīng)邊界的命名。仿真分析得到標(biāo)定功率工況下活塞溫度場(chǎng)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(xiàn)在主推力側(cè)的燃燒室喉口處，最低溫度162.1℃出現(xiàn)在活塞裙部最底部；第一環(huán)岸最高溫度出現(xiàn)在靠近活塞頂面位置，最高溫度為364.6℃；第二環(huán)岸平均溫度為260℃；內(nèi)冷油腔溫差很大，分布在221～318℃之間。

在活塞傳熱分析的基礎(chǔ)上，通過對(duì)活塞銷與連桿小頭連接位置進(jìn)行移動(dòng)自由度的約束，并在活塞頂面施加內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)的燃?xì)獗l(fā)壓力來進(jìn)行活塞的強(qiáng)度分析。

活塞的應(yīng)力云圖如圖6和圖7所示?；钊斆嬷魍屏?cè)喉口位置（A）、主推力側(cè)回油孔（B）、內(nèi)冷油腔壁面最靠近環(huán)槽處（C）、內(nèi)冷油腔壁面最靠近內(nèi)腔處（D）、銷座靠近內(nèi)腔一側(cè)上方邊緣處（E）和內(nèi)腔與銷座連接圓弧處（F）等位置的綜合應(yīng)力（以下簡稱應(yīng)力）很高。A處由于承受缸套擠壓機(jī)械負(fù)荷和高的熱負(fù)荷作用，使該處的應(yīng)力達(dá)到了86 MPa。B處主要是因?yàn)橛袃?nèi)冷油腔的存在，使這些位置的壁厚減小，又因?yàn)榇颂幨黔h(huán)區(qū)冷卻機(jī)油流回曲軸箱的關(guān)鍵通道，其熱應(yīng)力較為集中，且結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，該處的應(yīng)力較高，達(dá)到了約112 MPa，并出現(xiàn)了比較大的應(yīng)力集中。C和D兩處是內(nèi)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(qū)，熱應(yīng)力與結(jié)構(gòu)等因素綜合影響很大，造成這些地方的應(yīng)力也在90 MPa左右。E處是銷孔與內(nèi)腔的過渡區(qū)，活塞銷對(duì)銷座的壓力很大。F處是銷座與內(nèi)腔頂面的過渡區(qū)，該處有較大的熱應(yīng)力，加之結(jié)構(gòu)比較尖銳，使該處的應(yīng)力達(dá)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(chǎng)云圖

圖6 活塞頂面與回油孔的應(yīng)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?？梢钥闯?，活塞最大變形出現(xiàn)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(xiàn)在銷座靠近內(nèi)腔的上邊緣。雖在第一環(huán)槽處加了耐磨鑲?cè)?，但在熱?yīng)力和缸內(nèi)爆發(fā)壓力的雙重作用下，活塞頭部靠近主推力側(cè)的變形最大?；钊共恳?yàn)榕c缸套之間的油膜壓力和裙部本身的薄壁結(jié)構(gòu)導(dǎo)致了裙部的綜合變形達(dá)到了0.33 mm。

綜上所述，內(nèi)冷油腔、活塞內(nèi)腔頂部和活塞的環(huán)區(qū)是活塞散熱的主要方向。其中，內(nèi)冷油腔可以帶走活塞的大部分熱量。但在內(nèi)冷油腔增加散熱性能的同時(shí)，活塞的頭部及內(nèi)冷油腔的周圍結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度也會(huì)相應(yīng)降低。

4 內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)與位置參數(shù)對(duì)活塞傳熱與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響

4.1 正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

本文中選取較為成熟并廣泛應(yīng)用的基本型、馬鞍型和泵吸型3種內(nèi)冷油腔結(jié)構(gòu)［1］，如圖9所示。為研究內(nèi)冷油腔的型式、油腔的上下位置和油腔的表面積對(duì)活塞傳熱和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響及其主次順序，利用正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)，選取內(nèi)冷油腔型式、油腔形心距頂面距離和油腔表面積3個(gè)因素進(jìn)行正交試驗(yàn)分析，并分別記為因素X、因素Y和因素Z，每個(gè)因素分為3個(gè)水平，如表5所示。

圖9 內(nèi)冷油腔的3種型式

表5 正交試驗(yàn)因素和水平設(shè)計(jì)

正交試驗(yàn)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(yàn)中只有3個(gè)試驗(yàn)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(yàn)至少有一個(gè)空列的要求。

表6 正交試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

對(duì)表6中的9個(gè)正交方案按照上文的方法計(jì)算活塞溫度場(chǎng)和熱機(jī)耦合應(yīng)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(yīng)力（位置B）、油腔表面最靠近環(huán)槽處耦合應(yīng)力（位置D）和銷座與內(nèi)腔連接處耦合應(yīng)力（位置F），如表7所示。

表7 計(jì)算結(jié)果

4.2 結(jié)果分析

根據(jù)流固耦合傳熱與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析結(jié)果，計(jì)算正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)L9（34）中的方案的相應(yīng)試驗(yàn)結(jié)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(shí)對(duì)應(yīng)的試驗(yàn)結(jié)果的數(shù)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(yàn)方案極差分析表

總體上看，3個(gè)因素對(duì)最高溫度的影響基本相當(dāng)，表面積的影響最大，距頂面距離稍小，截面型式的影響最?。╖＞Y＞X）。但表面積對(duì)最大變形影響最大，其他兩個(gè)因素影響較小（Z＞X＞Y），主要是因?yàn)榛钊^部空間狹小，增大表面積就會(huì)使活塞油腔壁面更薄，在缸內(nèi)爆發(fā)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(duì)活塞內(nèi)冷油腔周邊幾個(gè)觀測(cè)點(diǎn)的綜合應(yīng)力有很大影響。對(duì)于活塞的回油孔（位置B），因?yàn)槠渥陨淼膹?fù)雜結(jié)構(gòu)，距頂面距離對(duì)此處的影響最大，其次是油腔表面積，截面型式的影響最?。╕＞Z＞X）。對(duì)于內(nèi)冷油腔壁面與活塞內(nèi)腔壁面最近處（位置D）與活塞內(nèi)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(gè)因素的影響相當(dāng)（Y＞Z＞X）。

從因素的各個(gè)水平的角度來看，對(duì)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(duì)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(duì)活塞的回油孔（位置B）和內(nèi)冷油腔壁面與活塞內(nèi)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(duì)活塞內(nèi)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(yōu)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(gè)位置的應(yīng)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(gè)因素的最優(yōu)選擇都有變化，但可以認(rèn)為當(dāng)油腔表面積為6 627 mm2（即ZⅠ）時(shí)總是最優(yōu)水平。距頂面距離為19 mm時(shí)的位置B與位置F的應(yīng)力和整體變形最優(yōu)，距頂面距離為22 mm時(shí)，位置B與位置D的應(yīng)力和整體溫度場(chǎng)最優(yōu)。結(jié)合各因素總體影響權(quán)重排序，可以確定該正交試驗(yàn)的最優(yōu)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(yàn)編號(hào)1的方案組合。

表9 對(duì)于單一目標(biāo)的最優(yōu)因素組合

從上述結(jié)果中可以看出，最優(yōu)組合并不是內(nèi)冷油腔的表面積越大越好，適當(dāng)減小油腔的表面積可改善活塞頂面受熱且對(duì)環(huán)區(qū)和裙部的影響不大，同時(shí)可改善油腔、回油孔和銷座位置的應(yīng)力集中并減小變形量。

5 結(jié)論

（1）結(jié)合活塞的溫度場(chǎng)試驗(yàn)，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(biāo)定工況下的最高溫度為372.9℃，且在機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷耦合作用下，活塞頂面主推力側(cè)喉口位置、主推力側(cè)回油孔、內(nèi)冷油腔壁面最靠近環(huán)槽處、內(nèi)冷油腔壁面最靠近內(nèi)腔處、銷座靠近內(nèi)腔一側(cè)上方邊緣處和內(nèi)腔與銷座連接圓弧處等位置出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

（2）利用正交試驗(yàn)優(yōu)化方法，分析了內(nèi)冷油腔截面型式、形心距頂面距離和油腔表面積對(duì)活塞傳熱與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響，結(jié)果表明：3個(gè)因素對(duì)最高溫度的影響基本相當(dāng)，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??；適當(dāng)減小油腔的表面積可改善活塞頂面受熱且對(duì)環(huán)區(qū)和裙部的影響不大，同時(shí)可改善油腔、回油孔和銷座位置的應(yīng)力集中并減小變形量。