柴油机活塞温度场试验研究及有限元热分析

谢琰，席明智，刘晓丽

（1.长安汽车动力研究院，重庆400021；2.内蒙古工业大学能源与动力工程学院，呼和浩特014010；3.渤海船舶职业技术学院，葫芦岛市125000）

柴油机活塞温度场试验研究及有限元热分析

谢琰1，席明智2，刘晓丽3

（1.长安汽车动力研究院，重庆400021；2.内蒙古工业大学能源与动力工程学院，呼和浩特014010；3.渤海船舶职业技术学院，葫芦岛市125000）

对改进的ZH1105W型柴油机缩口四角ω燃烧系统，利用热电偶法实测了标定工况下活塞顶面、侧面和内腔共16个特征点的温度。用Pro/E建立活塞几何模型，选取热结构耦合单元，并对模型网格进行了优化，结合试验值对活塞进行热分析计算，得到活塞三维温度场、热应力场和变形。计算结果表明，在标定工况下，活塞最高温度出现在燃烧室喉部达到310.7℃，最大von Mises热应力出现在排气一侧的回油孔顶部，为68.4 MPa，最大热变形量出现在活塞顶面边缘排气口侧，达到0.328 mm，这为活塞的结构改进和优化提供了依据。

柴油机活塞有限元分析温度场热应力

1 引言

活塞作为内燃机的关键零部件之一，其结构复杂，在工作过程中受到高温燃气的冲击，承受很高的热负荷。这使得活塞头部乃至整个活塞温度都很高，且分布不均匀，不同部位温度梯度大，并且产生很大的热应力和热变形，由此导致活塞运行过程中出现拉缸、胶结、抱死，以至于活塞顶面开裂，直接影响到柴油机的性能，燃烧室的温度分布也影响到柴油机HC排放[1,2]。由于热应力是活塞总应力的主要来源，热膨胀变形在活塞总变形中占绝对主导地位，而机械负荷的作用仅使活塞边缘向内弯曲、抵消边缘向外的热膨胀变形，其贡献很小[3]。因此，本文对活塞的热负荷进行研究，暂不考虑机械负荷的影响。

为了考察改进后的ZH1105W型柴油机缩口四角ω燃烧室活塞的热负荷状况，对其进行了温度场试验，实测了活塞顶面、侧面和内腔共16个特征点的工作温度。利用Pro/E软件建立了活塞的实体模型，通过Ansys软件进行了活塞温度场的三维数值模拟计算分析。

2 活塞温度场试验

2.1 试验发动机

试验以ZH1105W型柴油机为研究对象，该机采用缩口四角ω燃烧室活塞，燃烧室偏心为（3 mm，6 mm），其主要参数见表1。

表1 试验研究用机型的主要参数

2.2 试验方案

在活塞温度场的测试中，目前比较成熟的方法有易熔合金测温法、示温涂料测温法、硬度塞测温法和热电偶测温法等。易熔合金测温法和示温涂料测温法因其自身缺点，测量误差都较大。硬度塞测温法可测活塞多个点的温度，对活塞温度分布和强度的影响不大，但硬度塞淬火工艺处理不好，误差会很大。热电偶测温法测量活塞温度可靠性好，精度高、响应快、寿命长，可以方便地多点测试各种工况下的活塞温度。因此，本试验采用热电偶进行活塞温度场的测量[4,5]。

试验用的偶丝材料选用Φ0.2 mm的镍铬-镍硅丝。因银焊点质软，铆接时，能有较好的密封作用，且导热导电性极好，故选用银头热电偶。偶丝的绝缘是通过外径小于Φ0.5 mm的耐高温绝缘套管来实现的。热电偶引出线要用耐高温胶固定于活塞内腔，以防松动。热电偶线安装在活塞及缸套底部的滑片式接触装置上，将热电偶引出发动机外和测量仪表连接。

为了保证温度测试质量，对所有银头热电偶的热电势特性做了校验，热电偶的热电势特性基本相同，相对最大偏差小于0.3%，这表明可按照同一热电势特性来处理。测量系统中鉴于镍铬-镍硅片的弹性较差，一次安装只能安全可靠地工作十多个小时，所以，本研究采用具有优良弹性和抗疲劳强度的铍青铜制作的触片来代替镍铬-镍硅片，与此同时回路中因为引入铍青铜而产生了附加电势，为此对该测温系统进行校正，得到了系统的热电特性如图1所示。

图1 热电偶特性曲线

2.3 温度场试验

对活塞特征测点平均温度的分析，要尽可能全面地反映活塞的真实温度，应使每一个测点都具有代表性，尽量减少测点个数，降低安装难度。局部特征测点的真实温度是进行有限元计算分析合理性的判断依据，因此，特征测点的布置要有封闭性、均匀合理性。考虑到活塞顶部与燃烧室、进排气门处的温度差较大，所以活塞各测点布置如图2、图3所示。试验选择在3个工况点进行，分别为转速1 600 r/min、最大扭矩59 N·m；转速1 800 r/min、功率9.5 kW；2 000 r/min、标定功率11 kW。表2是试验测点在标定工况下的实测温度值。

2.4 试验结果分析

图4、图5是3种转速下活塞各特征测点温度随转速的变化曲线。由图中可以得出，活塞最高温度始终出现在燃烧室喉口边缘，随着转速的升高，大部分温度呈上升趋势，只有燃烧室中心测点1、底部测点3和内腔顶部测点16，随着转速的升高温度略有下降的趋势，产生该现象的原因是转速升高，过量空气系数略微减小，燃烧室中心燃气燃烧不够完全，燃烧频率增加使温度增加的影响相对较小，使得该区域温度在保持温度稳定的同时略有下降的趋势。

总体来看，随转速的变化各特征点温度变化幅度都不大，但是活塞温度场分布很不均匀，排气口侧的温度要比进气口侧高的多，活塞第一环槽温度偏高[8,10]。这对活塞长时间运行很不利，因此，很有必要对活塞温度场分布情况进行分析。

图2 活塞顶面测点布置

图3 活塞侧面A-A和B-B视图测点布置

表2 活塞测点实测温度（℃）

图4 活塞顶面和内腔测点温度曲线

图5 活塞周面测点温度曲线

3 活塞有限元分析

3.1 有限元模型的建立

薛明德[6]取1/2活塞模型用16 383个节点、12 788个单元，雷基林[7]取活塞整体用8 126个节点、30 519个单元对活塞进行有限元分析，都是采用间接法计算。其过程是先进行了温度场分析，然后在温度场分析的基础上再进行热应力分析。对ZH1105W型柴油机的活塞，采用直接法计算，取热结构耦合单元进行研究，一次直接耦合计算就能解决活塞的温度场和热应力的问题，同时也避免了因为温度向结构转换而带来的误差。从实际情况来讲，直接耦合也是最接近现实的耦合方法，其计算结果更为准确，简单省时，效率更高。

鉴于所研究的活塞是一个结构复杂的三维构件，且其活塞顶面缩口四角ω型燃烧室偏心，活塞不具有轴对称性。因此，为了模拟活塞真实、客观的工作状况，取活塞整体为研究对象，采用Pro/E软件，严格按照活塞图纸尺寸建立几何模型。为了得到较好的模型网格质量，在网格划分前，对一些曲率比较大和关键的面，如回油槽曲面，进行了面的分割处理，运用Ansys软件的10节点四面体耦合单元solid98对活塞进行智能网格划分，然后对燃烧室等一些关键的区域进行了网格的优化处理，最终得到活塞模型的节点数为220 741，单元数为138 619。其实体模型和网格模型如图6所示。

图6 活塞三维模型和网格模型

ZH1105W型柴油机缩口四角ω燃烧室活塞采用硅铝合金材料ZL109G。其常温下的弹性模量E=7 100 MPa，泊松比μ=0.31，导热系数λ=124 W/ (m2·K)，比热c=902 J/(kg·K)，密度ρ=2 700 kg/m3，20～300℃时的材料线形膨胀系数β=20.96× 10-6/℃，材料的抗拉强度σb=268.2 MPa，抗压强度σc=260.7 MPa。

3.2 边界条件的确定

在柴油机活塞热分析研究中，通过有限元法计算得到可靠的活塞温度场分布，合理地给出换热边界条件是关键。本研究分析所采用的活塞边界条件为第3类边界条件，即换热系数和环境温度。

3.2.1 活塞顶部边界条件

活塞顶部与燃气对流换热系数的计算采用艾歇伯格（Eichelberg）经验公式[8]

式中，

Cm——活塞平均速度，m/s；

pg——燃气的瞬时压力，Pa；

Tg——燃气的瞬时温度，K。

瞬时压力pg可从测得的示功图上直接读出，燃气的瞬时温度Tg是根据示功图推算得出，进而求得1个工作循环内活塞顶面燃气的平均换热系数αgm和燃气平均当量温度Tgm。

3.2.2 活塞侧面边界条件

活塞、气缸套和冷却介质三者之间的传热过程相当复杂，活塞经冷却介质带走的热量可经活塞环、气缸套传递，也可直接经气缸套传递，火力岸和环区的换热系数计算公式为如下[9]：

式中，

a1——火力岸与缸套的间隙，m；

a2——环区上沿的间隙，m；

b——缸套的厚度，m；

c——环中心间距，m；

λ1——燃气或润滑油的导热系数；

λ2——缸套的导热系数；

λ3——活塞环的导热系数；

hω——气缸套与水间的换热系数，

λf——平均水温时水的导热系数，W/(m·K)；

D当——水套当量直径，m；

Nu——努塞尔数。

3.2.3 活塞内腔和销孔的边界条件

活塞内腔的换热情况比较复杂。活塞底部未进行喷油冷却，活塞内侧与油雾的换热系数自上而下降低，可根据经验统计数据来选择。环境温度取为曲轴箱内机油的温度[10]。在活塞销与销座接触处，相对滑动带进去的冷却油也有一定的换热效应，但对流换热系数较内、外侧低，环境温度相对高一些。其它面可根据活塞实际工作过程设置较为合适的边界条件。本换热系数的获取，基于活塞表面工作温度的实测温度值，通过估算得到的温度值与实测温度值进行比较，不断修正给定的边界条件。图7是对活塞表面的几何区域的划分，表3是试算得到的最终换热系数与对应的环境温度。

图7 划分的活塞换热区域

4 活塞有限元数值模拟和结果分析

4.1 活塞的约束

建立模型和确定边界条件后，对活塞进行约束：将活塞一边销座中心上方内侧点的y，z两个方向约束，将另一边销座同一位置点的y，z两个方向约束，将活塞内腔上面中心点的x，z两个方向约束，其中，x轴与销座孔轴线平行，y轴是活塞中心轴线。对标定工况进行稳态计算，计算表明，这样的约束不使活塞产生刚体位移，没有引入附加载荷，是合理的。

4.2 活塞温度场的模拟计算结果分析

计算结果如图8所示，活塞温度分布趋势合理，最高温度约为310.7℃，最低温度119.5℃。活塞顶面不同区域温度差别较大，在燃烧室偏心一侧温度偏高，排气侧燃烧室喉口最高温度达到310.7℃，喉口最低温度280℃出现在进气侧，顶面最低温度出现在进气侧活塞边缘为255℃。燃烧室最低温度出现在最底圈，温度为237℃，中心部位温度最高达到260℃。燃烧室温度差较大，活塞顶部的总体温度分布是从燃烧室中心到凹坑边缘先降后升，在燃烧室边缘到最高温度值，然后再逐渐降低，直到活塞边缘。活塞第1环槽和第1环岸区温度都偏高，第1环槽区最高温度出现在排气一侧环槽上端面，达到257℃，第一环岸区最高温度在排气一侧达到222℃。活塞销座处最高温度为201℃，内腔最高温度在燃烧室背面为239℃。

图9是温度梯度分布图。从图中可以看出，活塞的燃烧室周面及其喉口附近，特别是燃烧室偏离一侧下周面温度梯度较大，活塞顶面其余地方温度梯度较小，其原因是活塞顶面在工作中吸收了大量高温燃气的热量，特别是在燃烧室周面、喉口和排气口吸收的热量更多。在活塞顶面随着半径的逐渐增大，温度梯度先增大后减小。活塞的3个环槽区温度梯度都比较大，尤其是第1环槽区最大，裙部销孔中心以下温度梯度小。其原因是活塞顶部吸收的大部分热量都是通过活塞环带走的。内腔顶部中心温度梯度小，回油孔区域较大。

表3 标定工况下活塞的综合换热边界条件

图8 活塞温度场

图9 活塞温度梯度分布

4.3 温度的模拟计算值与试验值对比

图10 试验值与计算值对比

活塞温度特征点计算值与试验值的对比数据如图10所示。由图可知，二者很好地吻合，表明计算结果较准确，可反映活塞的真实温度场。

4.4 活塞热应力与热变形的计算结果分析

图11是在标定工况下活塞的von Mises热应力云图。从图中可以看出，标定工况下活塞最大热应力为68.4 MPa，出现在排气一侧的回油孔顶部。销座外侧销孔正上方第3环岸处热应力也较大，达到41.8 MPa，其主要原因是，该处有明显的尖角和棱角，使得热流传递过程中热阻很大，出现热应力集中现象。

活塞内腔顶部出现热应力集中，计算结果显示活塞内腔顶部最大热应力为43.1 MPa。这是由于内腔顶部距离燃烧室近，内腔顶部没有进行专门的喷油冷却，只有四周的回油孔冷却，因此造成内腔顶部中心温度高、温差大、热应力集中。

燃烧室进气侧旁部分底圈出现热应力集中，达到40.2 MPa，这是因为低温进气与高温燃气交接而产生；活塞顶面进气口和排气口的圆周棱角处出现热应力，排气口处达到32.6 MPa，活塞头部其余部位基本都在31 MPa以下；销座和裙部处的应力较小，基本都在23 MPa以下。

图11 标定工况下活塞von Mises热应力

图12标定工况下放大50倍的活塞热变形

图12 是活塞在标定工况下放大50倍的热变形图。从图中可看出，最大热变形量出现在活塞顶面边缘排气口侧，达到0.328 mm，其主要原因是排气温度比较高，热辐射能力强，气流速度较高，对流换热加剧，致使这部分温度很高，变形量最大。活塞顶面边缘以及整个活塞头部的变形量都比较大，燃烧室底圈和凸台的变形量不大。活塞中间裙部和销座变形量较小，在0.18 mm以下；内腔顶部中心变形量最小，在0.087 mm以下。活塞裙部下端变形量较大，达到0.23 mm。活塞整个变形呈两头大中间小的趋势。

5 结论

（1）结合活塞换热边界条件经验公式，采用有限元试算法与活塞表面特征点实测值进行对比计算，获得了活塞各表面的综合换热边界条件，且计算值和模拟值较为吻合，表明模拟计算结果较准确，可反映活塞的真实温度场。

（2）计算结果表明，活塞顶面最高温度出现在燃烧室喉口部位达到310.7℃，喉口部位最低温度为280℃，燃烧室温差达到74℃。所以建议活塞燃烧室及其边缘喉口处应有相应的圆角处理，以防止热应力集中和烧蚀现象发生。

（3）活塞第1环槽最高温度为257℃，偏高。这对活塞长时间运行不利，加上环槽处尖角多，因此在活塞设计时要特别考虑此处结构，如开隔热槽。

（4）计算结果还表明，在标定工况下，活塞最大von Mises热应力为68.4 MPa，出现在排气一侧的回油孔顶部；最大热变形为0.328 mm，出现在活塞顶面边缘排气口侧。活塞的回油孔、活塞内腔顶部中心、销座外侧销孔正上方和燃烧室进气侧旁底圈部分地方出现热应力集中现象，这些地方在设计活塞时也要重点考虑。

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Finite Element Thermal Analysis and Temperature Field Measurement of Diesel Engine Piston

Xie Yan1,Xi Mingzhi2,Liu Xiaoli3
（1.Chang'an Automotive Motor Engine R&D Institute,Chongqing 400021,China; 2.School of Energy and Power Engineering,Inner Mongolia University of Technology,Hohhot 010051,China; 3.Bohai Shipbuilding Vocational College,Huludao 125000,China）

For the improved quadrangle combustion chamber of omega shape of the ZH1105W diesel engine,the sixteen characteristic temperatures of the piston on top,outside and inside were measured under the rated power condition through thermocouple contact process.,The geometrical model of the piston was set up with the Pro/E software,the thermal structure of coupling unit was selected,and the model meshing was optimized.The three-dimensional temperature field,stress and distortion of the piston are acquired by combining testing data and finite element calculation.The temperature distribution results of the model under the rated power condition indicate that the highest temperature is 310.7℃at the throat of the combustion chamber,the highest von Mises thermal stress is 68.4 MPa and takes place at outlet hole of piston,and the largest thermal distortion is 0.328 mm and takes place at the head brim near exhaust port, which provides supports for the further optimization of piston.

diesel engine,piston,finite element analysis,temperature field,thermal stress

10.3969/j.issn.1671-0614.2012.03.002

来稿日期：2012-06-27

谢琰（1979-），男，硕士，主要研究方向为动力机械结构CAE分析与设计方法。