某型大功率柴油机活塞热机耦合研究

颜　峰　黄映云　邢宪锋（1-海军工程大学舰船动力工程军队重点实验室　湖北　武汉　400 2-海军工程大学动力工程学院　-92001部队司令部）

某型大功率柴油机活塞热机耦合研究

颜峰1，2黄映云1，2邢宪锋3
（1-海军工程大学舰船动力工程军队重点实验室湖北武汉430033 2-海军工程大学动力工程学院3-92001部队司令部）

摘要：利用AVL-BOOST软件对某型柴油机缸内工作过程进行计算分析，结合经验半经验公式得到了活塞的热边界条件，进而采用有限元方法计算了活塞的温度场。然后利用ADAMS软件对曲柄连杆机构进行了多体动力学分析，得到活塞的往复惯性力、侧推力等机械边界条件，在此基础上，计算了活塞在热负荷-机械负荷耦合下的应力及变形，最后利用NCODE软件计算了活塞稳定工况下的高频疲劳寿命。结果表明，活塞的最高温度为305℃，位于头部喉口处；最大应力为456MPa，出现在第一环槽内壁过渡圆弧处；最大变形量为0.47mm，位于活塞火力岸；最小疲劳寿命为1.04×1010，位于裙内销座上方。

关键词：柴油机活塞热机耦合温度场

引言

活塞作为柴油机的主要动力组件之一，工作温度很高且温度分布很不均匀，造成很大的热应力和热变形；并承受爆发压力、往复惯性力及侧推力等机械负荷，造成较大的机械应力和机械变形。在热负荷和机械负荷的耦合作用下，活塞容易产生烧顶、抱缸、开裂等损伤并失效，对柴油机的性能和可靠运转产生重要影响[1-2]。因此，了解活塞的温度分布，研究活塞在热负荷和机械负荷共同作用下的耦合应力状况具有重要意义。

图1 活塞网格模型及剖视图

在活塞温度场与耦合应力场的研究中，主要有理论解析、数值模拟及实验分析三种方法，但物理模型的复杂性及边界条件的准确性，使得传统理论解析法难以计算，而实验分析方法则需要大量的时间与物力成本，随着有限元技术及计算机科学的发展，利用计算机来模拟研究，可以极大地缩减昂贵的实验费用和产品的开发周期，也可为产品的结构优化提供合理的思路[3]。

计算机有限元模拟的精度依赖于三维模型及边界条件的准确性，活塞的机械边界条件，如缸内爆发压力、往复惯性力、侧推力等较为容易获得。但由于活塞传热的复杂性，活塞的换热系数难以准确获得[4]。通常利用经验或半经验公式计算及参考同类机型给出，其计算精度基本满足工程需要，若能进行活塞的温度场测量实验，用所取特征点的温度数据来对比仿真值，以此反求出换热系数，可得到准确的热边界条件。本文通过ADAMS软件完成活塞动力学特性分析，得到往复惯性力、侧推力等机械边界条件；利用AVL-BOOST软件完成柴油机工作过程的数值计算，得到缸内对流换热系数和燃气温度，并通过经验或半经验公式来获得活塞热边界条件。然后利用ANSYSWORKBENCH软件得到活塞的稳态温度场及热机耦合作用下的应力场，最后利用NCODE疲劳软件计算了活塞稳定工况下的高周疲劳寿命，找到了活塞结构的薄弱环节，为下一步结构优化奠定了基础。

1　活塞三维建模及有限元网格划分

本文利用Pro/E软件对活塞整体严格按照图纸进行三维建模，但对部分倒角、圆角等局部特征作了适当简化。为了更加恰当地添加位移约束，模型中装配了连杆组件。在ANSYS软件中自动划分4/6面体混合网格，并对顶部、环区等位置进行适当加密，共划分了350 664个单元，571 193个节点，网格模型与三维模型剖视图如图1所示。

2　边界条件的确定

2.1热边界条件

活塞的温度场随着一个工作循环内燃气温度Tg与换热系数αg的变化而不断变化，但由于变化周期较短，在热惯性的影响下，活塞整体温度变化不大，基本只在顶面2mm之内波动，因此可视其为稳态温度场[5]。

热边界条件较为复杂，通常按照第三类边界条件进行加载，但换热系数难以精确确定。目前主要以经验或半经验公式来计算，由于本文所研究机型尚不具备开展活塞温度场测量的条件，所以无法根据特征点温度进行反算。

2.1.1活塞顶部的热边界条件

额定工况下，活塞顶面的瞬时温度Tg和换热系数αg通过AVL-BOOST软件进行柴油机工作过程的数值计算得到，如图2所示。

一个工作循环内的缸内燃气平均温度Tm和平均换热系数αm为：

图2　燃气温度和换热系数随曲轴转角的变化曲线

将活塞顶部按径向分成A0-A9十个环形区域，其换热系数采用修正后的Seal-Taylor经验公式（3）[6]计算得到。

其中，N是从活塞顶部中心到喉口最大放热系数处的距离，K为常数，取0.0166。

2.1.2活塞冷却腔热边界条件

该型柴油机采用振荡冷却，一般可用以相似准则为基础的Bush公式来计算这种冷却油腔的换热系数[7]。

其中，β为换热系数，De为冷却油腔当量直径，l为润滑油的导热系数，WB为冷却油振荡速度，H为截面平均高度，Nu为努塞尔数，n为转速，γ为润滑油动力粘度系数。根据此公式可计算中央冷却油腔跟环形冷却油腔的换热系数，但亦可知，油腔各部位的振荡冷却效果与所处高度（De/H）有较大关系，高度越大（即De/H越小），效果越好。据此对冷却油腔各部位的换热系数进行合理分配，见表1。

表1　活塞各区域热边界条件

2.1.3活塞侧面传热边界条件

活塞侧面包括火力岸、环区和裙部表面，其换热系数比较难以确定。目前对这部分边界条件可按多层平板模型的传热来处理，但涉及到气膜、油膜、间隙等诸多参数，由于所研究的机型是引进机型，技术资料掌握不全面，无法采用经验公式进行计算；也没有实测值，无法进行比较，所以本文主要参考同类机型给定[8-9]，见表1。

2.2机械边界条件

活塞主要受缸内爆发压力、往复惯性力和活塞侧推力作用，在以往的分析中，多利用公式法计算相关数值，比较繁琐且精度不高。本文采用ADAMS软件建立了曲柄连杆机构的多体动力学模型，得到了活塞加速度和侧推力等随曲轴转角的变化曲线，如图3所示。其中往复惯性力以加速度的形式给出，施加在整个模型上，而爆发压力主要作用在活塞顶部、火力岸及第一、二道环槽，其按照图4均布添加在各表面[10]。

图3　活塞往复惯性力和侧推力曲线

图4　爆发压力施加示意图

活塞头部与裙部之间采用双头螺栓联接，螺栓预紧力由公式（6）计算得到，在ANSYS中采用PRETS179预紧单元模拟。

其中，T为螺栓的拧紧力矩，d为螺纹公称直径。

2.3位移边界条件

在以往单独计算的活塞模型中，通常约束销座，忽略了活塞销对销座的作用力，无论用位移约束条件还是力边界条件都难以正确描述。于是有了计及活塞销的接触模型[11]，其通常约束活塞销的两个端面，但是活塞销的真正支承是连杆小端通过衬套对它的作用。为了更加准确地描述活塞所受约束，可在计算规模允许的情况下，将连杆小端计入，如图1所示，并对连杆小端下部的截断面进行全约束。连杆与衬套、衬套与活塞销、活塞销与活塞、钢顶与裙部之间均设置为摩擦接触，摩擦系数为0.15，接触刚度为0.8，接触行为选为非对称，算法为增强的拉格朗日算法。

3　活塞热机耦合结果分析

3.1活塞温度场分析

利用ANSYSWORKBENCH有限元软件计算得到活塞的温度场如图5~7所示。

图5 活塞温度场

图6 第一环温度场

由图可知，活塞最高温度为305℃，出现在活塞头部喉口附近，最低温度出现在冷却腔内。第一环温度最高119℃，环区温度在工作要求范围之内。裙部温度最高105℃，出现在顶裙接触面的螺栓孔附近，裙部其余部位温度约在90℃左右。活塞温度整体处于允许的范围之内，且具有一定的强化潜力。

3.2活塞热机耦合结果分析

活塞在热负荷和机械负荷共同作用下的应力及变形如图8和图9所示。

图7 裙部温度场

图8　活塞热机耦合应力云图

图9　活塞热机耦合变形云图

由图可知，活塞热机耦合应力的最大值为456 MPa，出现在第一环槽内壁的过渡圆弧处。另外，冷却油孔、外沿凸台、火力岸及销座处的应力值也较高，但都未超过材料的屈服极限。活塞裙部的最大应力值为245MPa，位于裙部螺栓的承压面上，主要受螺栓的预紧力作用；销座的最大应力值为93MPa，主要是机械负荷的压载作用。

活塞热机耦合作用下的最大变形量为0.47mm，位于活塞顶部火力岸，未超过该机的最大配缸间隙0.63mm。活塞变形主要沿径向向外，且自上而下变形量逐渐减小。活塞裙部在耦合作用下，在销轴方向发生膨胀变形，在垂直于销轴方向发生挤压变形，使裙部横截面的形状变成椭圆形。其原因有：

1）在侧推力的作用下，承受侧推力的裙部表面有被压扁的倾向，使其在销轴方向上的尺寸增大；

2）在爆发压力与往复惯性力的共同作用下，活塞在活塞销的跨度内发生弯曲；

3）温度升高引起热膨胀，活塞销座部分由于壁厚较其他部位要厚，刚度大，所以热膨胀时变形也比较严重。

3.3活塞高频疲劳分析

本文所研究的机型为发电用柴油机，运行工况稳定，又由前文可知，在热惯性作用下，活塞温度只在顶部表面波动，整个活塞温度场可视为稳态场。因此可将由温度产生的热应力视为恒定的预应力，将机械负荷产生的应力视为变化的应力，其载荷谱由ADAMS仿真得到，如图3所示。保守起见，疲劳分析所采用的S-N曲线均是在对应材料取额定工况最大温度时得到的，即钢顶材料取305℃，裙部材料取105℃。将有限元文件及载荷谱导入NCODE软件，计算得到活塞的寿命云图如下。

图10　活塞疲劳寿命LIFE云图

由图可知，额定工况下活塞疲劳寿命的最小循环次数为1.04×1010，折合19 259 h，最小寿命点位于裙内销座上方，主要是周期变化的爆发压力、往复惯性力和侧推力等机械负荷作用所导致，销座容易产生裂纹，从而导致活塞的疲劳破坏。

4　结论

1）该型柴油机活塞额定工况下的最高温度为305℃，出现在活塞头部喉口附近，第一环温度最高119℃，环区温度在工作要求范围之内，活塞整体温度不高，具有一定的强化潜力。

2）在热机耦合的作用下，活塞最大应力为456 MPa，位于第一环槽内壁的过渡圆弧处，销座的最大应力为93MPa，均未超过材料的屈服极限。活塞额定工况下的疲劳寿命为，最小寿命点位于裙内销座上方。通过以上有限元计算，找到了活塞的薄弱环节，为以后结构优化提供了合理依据。

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中图分类号：TK422

文献标识码：A

文章编号：2095-8234（2015）05-0026-05

收稿日期：（2015-07-14）

作者简介：颜峰（1991-），男，硕士研究生，主要研究方向为动力机械及热力学系统的设计、仿真与优化。

Coup led Thermaland Mechanical Load Analysis in a Certain Type High Power Diesel Engine Piston

Yan Feng1,2,Huang Yingyun1,2,Xing Xianfeng3
1-Military Key Laboratory for Naval Ship Power Engieening,NavalUniversity ofEngineering(Wuhan,
Hubei,430033,China)；2-College of Power Engineering,NavalUniversity ofEngineering
3-92001 Army Headquarters

Abstract：Utilizing AVL-BOOSTsoftware to analyze dieselengine in-cylinderworking process,combined with empirical and semi-empirical formulas,piston thermal boundary conditionswere gained,and piston temperature was calculated by themeans of finite elementmethod.Making use ofmulti-body dynamic method to analyze crank and connecting rodmechanism,themechanical boundary conditionsof reciprocating inertia forcesand lateral forcewereobtained.On this basis,piston stress and deformation are calculated under the conditions of thermal-mechanical coupling load.Finally,the high frequency fatigue life of the piston is obtained by NCODE software.The results showed that，itsmaximum temperature is305℃,occurring on first ring groove innerwall transition arc;and itsmaximum deformation is0.47mm,occurring on top land;itsminimum fatigue life is 1.04×1010,occurringon the inboard ofpiston skirtabove pin-seat.

Keywords：Dieselengine,Piston,Coupled thermalandmechanical load,Temperature field