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柴油机活塞稳态温度场及热应力分析
关键词：柴油机 活塞 温度场 热应力 有限元分析
摘要 ：随着柴油机功率和性能的提高，燃烧室活塞承受着较高的热负荷，热应力降低了活塞的使用寿命。因此，在设计过程中，有必要对活塞的后续热应力进行分析，以获得最佳的热应力。本文试图为活塞的理论设计提供一种新的计算方法。本文建立了16V280柴油机活塞的三维实体模型，并对其稳态和瞬态温度场进行了仿真计算。根据计算结果，活塞温度场的最大温度波动小于20℃因此，采用稳态温度场作为热应力计算的边界条件，采用热机械解耦方法计算仅由温度分布不均匀引起的热应力。结果表明，最高温度为354℃、它出现在燃烧室的边缘。有限元模拟的稳态温度场与实验结果吻合较好。热机械解耦法得到的热应力在允许范围内，最大值为270mpa。危险区出现在燃烧室喉部、活塞头与裙部的接触区域。
1、介绍
活塞作为发动机的主要加热部件，在高温高负荷环境下（最高气压可达13mpa）工作很长时间。活塞具有受热面积大、散热差的特点，因此热负荷是最严重的问题[1]。在实际工作中，由于热应力引起的失效模式很多。活塞的结构设计对发动机的可靠性、排放性、经济性和寿命有着十分重要的影响。在高温条件下，活塞会受到周期性的热负荷，在异常温度或燃烧条件下会引起表面开裂、腐蚀、磨损甚至结构损伤[2]。因此，对活塞进行热应力分析是非常必要的。因此，本文提出了一种仅由温度分布不均匀引起的热应力的有限元数值计算方法。
在活塞的热分析中，Buyukkaya[3]用商业程序模拟了AlSi和钢活塞材料上功能梯度涂层的热行为。Robinson和Palaninathan[4]用三维有限元法分析了活塞铸件的温度场。针对研究中的三维问题，提出了气隙换热的有限元计算公式。关南[5]将PA6柴油机分成若干部分，得到了更为精确的边界条件。PA6柴油机活塞边界条件的经验公式已被GANG[6]证明了。这方面的相关研究也更加成熟。
从那时起，瞬态分析取得了很大的进展。在热冲击试验的基础上，浙江大学西珍[7]在高低频矩形热冲击模型中研究了活塞的温度响应和热应力。魏征等。[8] 在铝合金活塞弹塑性有限元计算的基础上，研究并发展了一种预测铝合金活塞高温蠕变寿命的方法
在活塞热应力的有限元模拟领域有许多研究者。冯等人。[9] 首先对柴油机活塞温度场进行估计，进行多体动力学分析，然后计算活塞的耦合应力。Dong等人。[10] 模拟了活塞的稳态温度场，计算了固定活塞底面的热应力场。Cerit[11–13]研究了涂层厚度对温度和热应力分布的影响，并利用已有的实验结果模拟了HCCI发动机用CCD涂层活塞的温度分布。Lu等人。[14] 采用逆传热方法对船用柴油机四环铰接活塞进行了热数值分析。Esfahanian等人。[15] 采用三种不同的燃烧边界条件计算了发动机活塞顶的传热。比较了不同燃烧侧边界条件处理的结果，研究了不同燃烧侧边界条件对活塞热性能的影响。由于边界条件不合理，计算热应力分布的相关研究工作是不正确的。由于约束条件的不合理和边界条件的动态性，研究无法得到仅仅由温度分布不均匀引起的热应力。
本文首先建立了活塞的有限元模型。根据活塞温度的测量值，确定了传热系数和环境温度（它随活塞面积的变化，例如，活塞顶部是指燃烧室的温度，而活塞裙部是指曲轴箱的温度）以及稳态温度场是经过计算的。作为进一步的研究工作，本文还对瞬态温度场进行了计算和评价，并在有限元分析中定义了气体压力、预紧力和活塞约束等边界条件。在本研究中，活塞的整体约束是通过固定活塞销来实现的，这比以往的研究更为合理。关于边界条件的细节将在后面提到。最后，根据热力解耦方法，给出了仅由温度分布不均匀引起的热应力。
2、活塞的三维有限元模型
在有限元分析软件中建立了有限元模型。SOLID70元素用于开发网格，如图1所示。表1列出了计算温度场所需活塞材料的性能参数。由于活塞顶面温度较高，波动较大，所以活塞顶面元件尺寸为5mm，裙部元件尺寸为8mm，因此需要更精细的网格划分。共开发出116571个单元，获得26630个节点。宽高比的上限值设为5，根据ANSYS中的形状验算，有0.13%的单元超过了该上限。这些单元位于活塞裙部的拐角处，由于活塞裙部对传热的影响很小，因此可以接受有限元模型
图一. 活塞的有限元模型
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材料特性 |
数值 |
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42CrMo (顶部) |
LD11 (裙部) |
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弹性模量 (GPa) |
206 |
79 |
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泊松比 |
0.28 |
0.33 |
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材料导热系数(W/mK) |
40 |
138 |
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线膨胀系数(10-6/K) |
12.1 |
20 |
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密度(kg/m3) |
7900 |
2800 |
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比热 (J/kg ℃) |
460 |
880 |
表一 活塞的材料特性
图二 活塞截面图
三.稳态温度场的数值分析
3.1热数值分析的边界条件
在进行有限元分析之前，需要确定初始条件和边界条件。本文采用第三类边界条件对稳态温度场进行了分析，给出了传热系数和介质温度
其中k是导热系数，a是传热系数，T 是传热表面与环境之间的温差。对于活塞的不同部位，环境是不同的。如前所述，活塞顶部的环境是燃烧室，同时活塞裙部的环境是曲轴箱，冷却腔的环境是冷却油，活塞环的环境是燃烧室。为了便于分析，将活塞划分为7个特征区域，如图2所示。每个区域的传热系数由以下部分确定。
3.1.1活塞顶半径当量传热系数
活塞顶部（A区）的非稳态传热系数在一个周期内的每个时间点都不同。同时，由于燃烧室结构的复杂性，活塞顶部的传热系数因位置而异。本节首先研究稳态传热系数。选用修正的密封泰勒经验公式计算活塞顶部的传热系数。
式中，N是从中心到活塞顶部最大传热系数点的距离，使用98 mm的值。r是到活塞中心的径向距离，气体的平均传热系数，1000 W/（m2℃） 给你。N的值如图2所示。
在柴油机的工作循环中，汽油的平均温度很高（600-800℃） ，而最高瞬时温度可以达到1500-2000℃、 在膨胀冲程阶段出现。根据Woschni公式，在后面的瞬态热边界条件计算中，根据温度曲线可以得到气体的平均温度（16V280柴油机的参考模型），并作为温度边界条件。活塞顶部的稳态热边界条件如表2所示
3.1.2活塞冷却腔传热系数
活塞冷却腔约占总散热量的86-95%，是冷却发动机的最有效方式。因此，冷却腔在高速大功率柴油机上得到了广泛的应用。由于活塞的往复运动，冷却腔中的冷却油对活塞产生强烈的冲击，从而产生较高的表面传热系数。根据《船用柴油机设计手册第5部分活塞冷却设计要求》，柴油机活塞冷却腔的传热系数一般在1000～4000（w/m2℃） [18]。16V280所用冷却油为LMOA（机车维修人员协会）四代冷却油。本文采用Bush根据实验总结的经验公式计算冷却腔的传热系数[17]：
其中kcois为冷却油腔的传热系数，De为当量直径，koilis为油的导热系数，n为转速，1000r/min，H为冷却腔的平均高度，xb为冷却油的振荡速度，m为油的粘度。为避免问题复杂化，本研究忽略了冷却腔内冷却油振荡速度随曲轴转角变化的瞬态效应[19]。用公式（7）计算冷却油Xb的振荡速度，由16V280柴油机活塞在额定工况下的额定转速（1000r/min）确定。
French修改了Bush公式，得到了更精确、更普遍的经验公式，如下所示[17]：
式中，lf为平均温度下的冷却油粘度，lm为金属表面温度下的冷却油粘度。
与Bush公式相比，French修正公式增加了常数系数。考虑到冷却油与活塞表面温差的影响，温差越大，活塞冷却腔的冷却效果越好。
用这两个公式计算了冷却腔的传热系数。结果见表3。
由表3可以看出，由于法式修正公式的常数系数较大，因此法式修正公式计算的传热系数大于布希公式计算的传热系数。由于环形冷却油腔的等效直径较小，中心冷却油腔的传热系数小于环形冷却油腔。
冷却腔顶部受到冷却油的反复冲击，该区域的传热系数应采用法国修正公式计算。对于中心冷却腔，效果不明显，应采用衬套公式。为了得到更准确的结果，结合逆向计算方法，继续将冷却腔细分为四个区域，如图3所示（顶部、中部、下部和底部）。
根据说明书可知，16V280柴油机活塞冷却油进口温度约为90℃[18]。冷却油依次进入环形冷却腔和中央冷却腔，通过内外腔的孔排出，导致中央冷却腔的油温高于环形冷却腔。中心冷却腔冷却油出口温度约120℃、 在计算稳态温度场时，估计环形冷却腔的平均冷却油温为100℃中心冷却腔的平均温度等于110℃、 计算出的冷却腔各点的传热系数和介质温度见表4。
3.1.3活塞顶环（第一环组）传热系数
活塞顶地离气体最近，所以顶地的温度很高，高达400℃、 根据说明书，从相关研究的试验数据中选取了顶置换热系数（曲线如图4所示，该曲线可供高压发动机活塞[18]参考）。
手册[18]也给出了气体温度随顶部平台高度和间隙的变化曲线。根据参考模型（16V280柴油机）的设计参数，选取顶面传热系数为110W/（m2℃） 气体温度的值是650℃。
3.1.4活塞环和活塞裙的传热系数
活塞侧面的传热模型可以等效为多层平板模型。在该模型中，热量从活塞传递到活塞环，活塞环通过间隙中填充的机油传递到气缸套，最后传递到冷却水并通过冷却水循环带走。活塞环和裙座的传热系数按表5所列公式计算。活塞环和活塞裙的传热系数结果见表6。
3.1.5活塞裙部内表面传热系数
为了得到活塞裙部内表面的传热系数，可以将传热和对流的基本公式与热平衡方程相结合：
式中kp为活塞裙材料导热系数，dp为活塞顶至活塞裙内腔顶面距离，tw1为活塞顶温度，tw2为活塞裙内腔温度，toil为活塞裙内腔冷却油雾温度。
活塞裙总散热量所占比例不高，活塞裙内腔温度低。根据研究人员得出的实验公式[20,21]，活塞内表面的平均温度取105？C，表面传热系数取300w/（m2℃） 是的。
3.1.6最终传热系数的测定
根据经验公式或半经验公式确定初始传热系数。因此有必要对各区域的传热系数和平均温度进行修正。首先将初始条件和边界条件引入到有限元分析中，然后将仿真结果与实测温度值进行比较，得到的活塞表面参考点的实测温度值由戚墅堰机车车辆技术研究所提供。试验所用柴油机模型为16V280，温度场试验结果为循环平均值。图5显示了活塞上用于稳态温度场验证的参考点的分布，以及用于瞬态温度场分析的参考点。不断修改活塞各区域的介质温度和传热系数，以获得最佳的稳态温度场实验模拟结果。具体过程如图6所示。温度场计算的最终边界条件见表7
3.2活塞的稳态温度场
通过计算，得到了优化的热边界条件。温度场分布如图7.8所示。
基于图7.8中的温度分布和参考点温度值，可以看到活塞表面温度从上到下呈整体下降趋势。沿活塞轴线的温度分布是对称的。活塞顶面温度较高，尤其是燃烧室中心和边缘温度较高，而活塞裙部温度较低。活塞的最高表面温度（354℃） 出现在活塞燃烧室边缘，是因为活塞顶部承受最高的热负荷，燃烧室边缘不断受到气体高温值的影响。活塞的最低温度是110℃出现在活塞裙底部。曲轴箱温度较低和冷却油的存在也会导致这种现象。
模拟结果与实测值比较见表8。
由表8的比较可知，由于误差在3%以内，仿真结果与实测值有很高的一致性
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