试验与仿真相结合的发动机活塞热负荷分析

收稿日期：20131025

基金项目：国家高技术研究发展计划（863计划）资助项目（2008AA11A114）；湖南省研究生科研创新基金资助项目（CX20108125）

作者简介：王毅（1986-），男，湖北利川人，湖南大学博士研究生

通讯联系人，Email：yangjing10@vip.com

摘要：借助硬度塞温度测试、数值分析手段，结合对改进前活塞的温度场和热应力的计算，对发动机改进后活塞的热负荷状况进行评估.通过计算活塞传热边界条件，利用有限元分析软件，对活塞进行温度场计算，然后利用试验实测数据对其进行标定，在计算误差小于5%的情况下，得到改进前与改进后活塞在A工况和B工况下的温度场分布，最后进行了对应工况的热应力计算.结果表明在相同工况下发动机改进后活塞最高温度均比改进前活塞低，最大热应力比改进前活塞小.在改进前活塞满足热负荷要求的前提下，改进后活塞满足热负荷要求.

关键词：活塞；硬度塞法；温度场；热应力

中图分类号：U464.134文献标识码：A

Thermal Load Analysis of Engine Piston Combined

Experiment with Simulation

WANG Yi1，2，YANG Jing1，2，DENG Banglin1，2，ZHANG Yunfei1，2，SUN Cheng1，2，LIU Kaimin1，2

（1.State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body， Hunan Univ， Changsha，Hunan410082， China；

2.Research Center for Advanced Powertrain Technology， Hunan Univ， Changsha， Hunan 410082， China）

Abstract： In order to investigate the thermal load distribution of modified piston， it is necessary to analyze temperature field and thermal stress combined simulation with experiments. The FE software was used to simulate the temperature field of the piston after the boundary conditions of thermal transfer were calculated， and then， the results were verified according to experiment data， and the error of calculation was less than 5%. Finally， temperature field and thermal stress were derived under different operating conditions including conditions A and B. The results of investigation show that the maximum temperature and maximum value of thermal stress of modified piston decrease compared with the original piston. The modified piston meets the demand of thermal load based on the original piston meeting the demand of thermal load.

Key words：pistons；plug of hardness method；temperature field；thermal stress

活塞是发动机的主要受热零件，工作时，处于高温、高压、高负荷的恶劣环境，经受周期性交变机械负荷和热负荷，容易发生故障[1].热负荷是造成活塞失效的主要因素之一，随着发动机强化指标的不断提高，它的影响作用也越来越突出[2-5].为准确计算活塞在各个工况下的应力大小，全面考察活塞的强度，对活塞进行疲劳分析、敲缸分析以及润滑磨损分析，确定活塞的温度场分布是进行上述分析的前提[6].因此，活塞温度场计算的精度显得尤为重要.目前，活塞温度场测试试验主要是硬度塞法，硬度塞安装方便，同时能够保证一定的精度.谢琰等人研究了发动机活塞的温度场[4]，但研究工况比较单一.夏飞等人利用有限元方法研究了活塞温度场及热应力[5]，但缺乏试验的验证，其研究结果缺乏可信度.由于发动机生产工艺发生变化，需要对发动机活塞进行再设计以满足现有的工艺要求.活塞热负荷是否满足要求是活塞再设计成功与否的重要评价指标.本文通过发动机多次试验表明，改进前活塞满足热负荷要求.计算活塞传热边界条件，利用ABAQUS有限元分析软件，对活塞进行温度场计算，然后利用试验实测数据对其进行标定，在计算误差小于5%的状况下，得到改进前与改进后活塞在A工况和B工况下的温度场分布，最后进行了对应工况的热应力计算，评估改进后活塞热负荷是否满足工程应用要求.

1活塞温度测试

1.1硬度塞回火曲线的标定

硬度塞法测试温度的原理是利用某种合金经过淬火后产生永久性硬度变化，在不同的温度下进行回火，其表面硬度也将随之变化的现象.对硬度塞材料而言，其回火温度和硬度变化最好呈直线关系或近似线性关系，同时要求材料在同一回火温度下硬度值稳定.因此，本次试验中选用材料为GCr15滚珠轴承钢.

硬度塞的淬火处理是在气体保护电炉中进行，硬度测量采用维氏硬度计.淬火后抽取10只硬度塞进行硬度测量，在每只硬度塞上取3个测量点.测量数据表明，淬火后的硬度塞硬度均匀性很好，硬度值偏差在±5 HV内，满足硬度塞材料要求，如图1所示.

硬度塞达到所需硬度要求后，进行硬度塞回火试验，整理回火数据，并利用最小二乘法拟合得到硬度温度曲线，如图2所示，误差分析见表1.

1.2活塞温度测点布置

活塞主要几何参数如表2所示.在满足活塞润滑性能的前提下，改进前后活塞结构对比如图3所示，改进后活塞油环槽高度减小，第3气环槽高度加大，顶部厚度增加.为了准确预测活塞温度场分布，本次试验选用20个测点.根据活塞结构，布置硬度塞测点，改进前后活塞测点位置相同，如图4所示.

1.3发动机试验

本次试验分4组进行，即改进前后活塞分别在最大扭矩工况（工况A）和最大功率工况（工况B）下进行试验，试验条件见表3.试验时最大限度地满足外界条件的一致性，保证发动机前后试验均在相同状态下运行.

1.4活塞测点温度及数据分析

改进前后活塞在两种不同工况下的测点温度分别如图5和图6所示.从图中可以看出，在A工况下，改进后活塞大部分温度测点比改进前相对应测点低，B工况亦如此.同时，A工况下活塞测点温度较之B工况下测点温度波动大，这与发动机运行状况相关，温度波动大表明A工况运行工况不稳定.

2.2活塞材料属性

活塞材料为锻铝2A80，其密度为2.77 g/cm3，弹性模量为72 GPa，泊松比为0.33，抗拉强度为375 MPa；其他随温度变化属性如表5所示.

2.3活塞传热边界条件的确定

2.3.1活塞顶部传热边界条件

发动机工作过程中，燃料燃烧释放的热能转化为机械能，该过程中活塞顶部直接与高温燃气接触，热量通过活塞顶面传到活塞头部，然后通过冷却油腔和活塞环将热量传给其他冷却介质[7].根据周期瞬态温度波动理论[5， 8]，活塞顶面的温度沿活塞顶法线方向迅速衰减，而这个温度的波动只发生在活塞顶面1～2 mm的表层，不对活塞的温度场产生较大的影响，所以在某一特定工况下，一般将活塞温度场近似为稳定的温度场.

活塞顶面的传热边界条件包括传热系数和燃气温度.此次试验测试了发动机的气缸压力，已知燃气压力及气缸容积后，根据式（1）计算气缸瞬时温度，B工况气缸压力曲线如图8所示.

Tg=PgVmR.（1）

瞬时放热系数采用艾歇伯格（Eickelberg）公式[9]计算，即

αg=7.83umPgTg.（2）

式中：um为活塞平均速度；Pg为气体瞬时压力（MPa）；Tg为气体瞬时温度（K）.

计算气缸内瞬时压力和温度后，根据式（3）和式（4）计算每个循环的平均对流放热系数和平均温度[6].

αgm=∫7200 αg720dθ，（3）

Tgm=∫7200αgTg720dθαgm. （4）

气缸工作容积随曲轴转角的变化关系为[8]：

V=

Vs22εc-1+1-cosφ+1λs1-1-λ2ssin2φ. （5）

式中：Vs为气缸总容积；εc为发动机压缩比；λs为发动机曲柄连杆比.

为了更精确地分析活塞顶面传热边界，对活塞顶部进行分区.根据活塞试验所得式（6），（7）来进行活塞顶面传热系数分区[6]，根据本文研究发动机结构参数，计算中N=38.8 mm是式（6）和式（7）的分界点.

αr=2αm1+e0.1N1.5e0.1r25.41.5，0

αr=2αm1+e0.1N1.5e0.12N-r25.41.5，N

2.3.2活塞内腔传热边界条件

活塞内腔换热系数跟活塞内腔温度与曲轴箱内部气流的流动状况相关.活塞内腔表面的换热系数为：

αoil=（T1-T2）kT1-Toilσ.（8）

式中：T1，T2和Toil分别为活塞顶部温度、活塞内腔底部温度和曲轴箱气体温度；k，σ分别为活塞的导热系数、活塞顶厚度；αoil为活塞内腔表面与曲轴箱气体的换热系数.

2.3.3活塞侧面传热边界条件

活塞火力岸、环槽和裙部换热系数比较难确定，目前一般采用经验公式来确定.传热模型如图9所示，影响这些区域的传热系数的因素主要有：气膜、油膜、活塞环、缸套的厚度，还有油膜、活塞环、缸套的换热系数和缸套与冷却水之间的换热系数，式（9）～（14）为活塞侧面区域的换热系数求解公式.

火力岸换热系数为：

1αk=n1λ3+bλ2+1αw. （9）

第1气环槽下缘换热系数为：

1αk=0.95n1λ3+bλ2+1αw. （10）

第2气环槽下缘换热系数为：

1αk=dλ3+bλ2+n2λ2+m22λ1+m22λ0. （11）

油环上下缘表面换热系数为：

1αk=dλ3+bλ2+c0λ0+n0λ0+1αw. （12）

环槽内侧表面换热系数为：

1αk=dλ3+bλ2+l0λ0+n0λ0+1αw. （13）

活塞裙部表面换热系数为：

1αk=Δ2λ0+bλ2+1αw. （14）

式中：λ1为燃气的导热系数；λ2为缸套的导热系数；λ3为活塞环的导热系数；λ0为机油的导热系数；αw为缸套和水腔之间的换热系数；Δ2为活塞裙部与缸套的间隙；b为缸套厚度；l0为油环厚度；d为环传热中心间距；n1，n2分别为油环与第3气环的环外间隙.活塞两个工况下各个区域的对流换热边界条件见表6.

3计算结果及分析

3.1温度场计算结果及分析

不同工况下改进前与改进后活塞与试验对比如图10～图13所示，对比结果表明计算值与试验值吻合较好，误差均小于5%，有效验证了此次计算的精度达到工程应用要求.

改进前与改进后活塞在2种不同工况下温度场计算结果如图14～图17所示.从结果可以看出，两种状态下，改进前最高温度为298.8 ℃，改进后活塞最高温度为278.5 ℃，改进后最高温度比改进前有所降低，改进后活塞顶部区域温度比改进前低.改进后油环槽温度与活塞裙部区域温度改进后比改进前活塞略高.这主要是因为改进后活塞油槽结构所引起的，油环槽高度降低，活塞头部热量更好的向活塞裙部传递，活塞裙部的热量则通过第三气环槽的活塞环散热，减少了热量的累积，同时减小了温度梯度.

活塞内腔顶部路径温度分布如图18和图19所示，改进后活塞第3气环槽加宽使得活塞散热更好，因此，A状态下，改进前活塞温度梯度比改进后大，表明沿此路径，改进前活塞热应力比改进后活塞大.B状态下所表现出来的此种现象更加明显.

3.2活塞热应力分析

根据温度场分布，结合有限元分析软件，计算出活塞的热应力，其结果对评价活塞热强度具有一定的指导意义.活塞在不同工况下热应力计算结果如图20～图23所示，结果表明各处的热应力均在50 MPa以下，满足材料强度要求；其最大热应力主要集中在活塞内腔顶部、活塞油环槽下边缘、活塞减重孔边缘处.改进后的活塞热应力均有明显下降，尤其是活塞顶部的内表面处.

4结论

1）在相同工况下，改进后活塞最高温度比改进前最高温度低，改进后活塞顶部区域温度比改进前低，油环槽温度与活塞裙部区域温度改进后比改进前略高.

2）在状态A和状态B下，改进后活塞热应力最大值比改进前活塞热应力均有减小.

3）通过试验与仿真相结合分析活塞温度场及热应力分布状况是解决活塞热负荷问题的有效途径，结构改进后温度分布和热应力均得到有效改善.

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