活塞结构参数对柴油机活塞传热与温度场的影响分析

邓晰文，雷基林※，文 均,，温志高，申立中

（1. 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，昆明 650500；2. 成都银河动力有限公司，成都 610505）

活塞结构参数对柴油机活塞传热与温度场的影响分析

邓晰文1，雷基林1※，文 均1,2，温志高2，申立中1

（1. 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，昆明 650500；2. 成都银河动力有限公司，成都 610505）

为了降低活塞热负荷，降低活塞热疲劳失效概率，以一款高压共轨柴油机活塞作为研究对象，结合活塞温度试验测试，建立了活塞传热仿真分析模型，采用单因素扫值法和正交试验分析了活塞销座长度、活塞销孔直径、第一环岸厚度以及回油孔距离4个结构参数对活塞温度场分布的影响。研究发现，活塞结构对活塞传热与温度场分布有一定的影响，第一环岸厚度对活塞传热与温度场的影响最大。活塞的最高温度随着第一环岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一环槽的温度随着第一环岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。销座和回油孔结构对活塞温度场影响较小。最优方案是销座长度72.5 mm、销孔直径35 mm、火力岸厚度8 mm、回油孔相距53 mm的活塞，可以使活塞最高温度降低至374.3 ℃。为优化活塞传热提供参考。

柴油机；活塞；结构优化；参数；传热；温度场

邓晰文，雷基林，文 均，温志高，申立中. 活塞结构参数对活塞传热与温度场的影响分析[J]. 农业工程学报，2017，33(10)：102－108. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

Deng Xiwen, Lei Jilin, Wen Jun, Wen Zhigao, Shen Lizhong. Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(10): 102－108. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013 http://www.tcsae.org

0 引 言

近年来，为了满足越来越严格的汽车节能减排法规的要求，多气门技术、可变截面涡轮增压技术、废气再循环技术、电控高压燃油喷射技术以及尾气后处理技术等在柴油机上的广泛应用，使得柴油机在解决汽车能源和排放问题的同时，其强化程度越来越高[1-2]，结构越来越紧凑，致使柴油机的热负荷增加，受热部件的冷却更加困难，零部件疲劳破坏导致的可靠性问题日益显著。活塞作为柴油机燃烧室的重要组成部件，其头部直接与高温燃气接触，使得活塞顶面最高温度已经达到 400 ℃左右[3]。高的燃气温度不仅增加了活塞的热负荷，而且降低了活塞材料的机械性能[4]，从而降低了活塞的热疲劳寿命。对柴油机各类重大故障的统计研究发现，受热零部件的热疲劳损伤约占11%[5]，其中最具代表性的是活塞顶面的热裂纹[6]。

影响活塞热疲劳寿命的影响因素较多，除了活塞材料和制造工艺外[7-8]，活塞的结构设计对其热疲劳寿命有较大影响。近年来，主要通过优化活塞结构[9-11]、采用内冷油道机油振荡流动强化传热方式[12-15]和表面涂层技术[16-17]等方式来减小活塞热负荷和降低活塞温度[18]。为了满足活塞头部可靠性，保证环槽等活塞各个部位的温度合理，这些约束条件使得在高强化柴油机上优化内冷油道结构的裕度很小[19-20]。表面涂层技术是大幅降低活塞温度的有效隔热措施，但因涂层与活塞结合力小且涂层有较大内应力等缺点[21-22]，在国内少见成熟应用。然而，活塞结构的变化将影响活塞表面换热与活塞传热特性，进而影响活塞温度场的分布和温度梯度[23]，系统研究活塞结构参数对活塞传热与热负荷的影响关系对活塞优化设计有一定的理论指导意义。

为此，以一款满足国五排放限值的高压共轨柴油机铝合金活塞作为研究对象，结合活塞表面特征点温度试验测试，采用有限元仿真分析方法建立了活塞传热仿真分析模型。系统分析活塞的温度场分布，研究活塞销座长度，活塞销孔直径、第一环岸厚度以及面窗同侧两回油孔距离4个结构参数对活塞传热与温度场分布的影响。

1 试验测试与分析

1.1 发动机主要性能参数

试验机型为云内动力股份有限公司的 D19型柴油机，该柴油机是一款满足国五排放限值的直列 4缸、四冲程电控高压共轨柴油机，其主要结构和性能参数见表1所示。

1.2 活塞温度场测试与分析

1.2.1 活塞温度测点布置

活塞温度场的测试方法[24]有很多，其中硬度塞测温法无需引线，简便易行，而且可以测试活塞多个点的温度，有对活塞温度分布和强度的影响小，测量精度高等特点[25]，故选择硬度塞测温法进行试验测试。硬度塞材料选用GCrl5轴承钢。活塞表面测点布置见图1所示，共计布置了15个测点，其中ω燃烧室中心1个点，燃烧室喉口、第一环岸和第二环岸各均布 4个点，销座上方布置2个点。

表1 试验机型主要参数Table 1 Main parameters of test engine

图1 硬度塞测点分布示意图Fig.1 Hardness measuring point distribution diagram of hardness plug

1.2.2 活塞温度测试结果与分析

活塞温度场测试选择活塞热负荷较高的发动机标定功率工况（110 kW，4 000 r/min），在标定功率工况持续运转2 h后，停机取出硬度塞测试硬度值，对照图2所示的硬度值与回火温度关系的标定曲线[26]，获得标定工况下活塞各测点温度值见表2所示。

从表2中可以看出，整个活塞的温度分布很不均匀，活塞的最高温度为 382 ℃，位于燃烧室喉口（测点编号1）。在活塞同一区域的 4个不同位置的温度有差异，其中第一环岸的4个测点温差最大，相差32 ℃。由于第一环的密封作用和内冷油道的极强的冷却性能，使得第一环岸与第二环岸的平均温度差为103.75 ℃，活塞销座的温度超过210 ℃。综上所述，活塞头部的温度梯度很大，故活塞头部热应力也很大。活塞在该工况下长时间运行，有发生热疲劳破坏的危险。

图2 硬度塞硬度值与回火温度关系的标定曲线Fig.2 Calibration curve of hardness value and tempering temperature of hardness plug

表2 活塞测点温度Table 2 Piston temperature of measuring points

2 活塞传热仿真模型的建立

在活塞温度场测试的基础上，使用有限元法进行模拟仿真以获得更为详细的温度场数据，为优化活塞结构降低活塞温度奠定基础。由于活塞外形较为复杂，其细节特征对活塞传热都有影响，因此在建立活塞传热仿真模型时，完全保留了活塞实体的细节特征，并将活塞销、一环槽镶圈与活塞一起作为装配耦合模型进行建模[27-29]。活塞组三维实体模型和有限元网格模型见图3所示。

图3 活塞组的三维模型与网格模型Fig.3 3D model and grid model of piston group

在对活塞组进行网格处理时，对活塞顶面、ω燃烧室、活塞销座、回油孔等结构复杂的位置进行了网格局部加密，网格尺寸设为1 mm，其他位置全部采用2 mm。最终网格数为452 072，节点数为735 982。装配接触部位的网格属性为小滑移，摩擦系数为 0.15。活塞使用铝合金材料，镶圈用铸铁，活塞销使用优质碳钢，具体的材料特性见表 3所示。活塞各个表面的热边界条件通过经验公式试算，然后结合表 2的试验测试值不断修正热边界条件[30]，保证试验值与仿真值相差不超过2%，获得如图4所示位置的最终热边界条件（见表4所示）。采用该边界条件计算得到标定功率工况下活塞温度场见图5所示。

表3 活塞组的材料特性Table 3 Material properties of piston group

由图 5可知，活塞的整体温度分布不均匀，最高温度为 382.6 ℃，出现在燃烧室喉口处。最低温度出现在活塞裙部最底部，最低温度为 162.1 ℃。第一环岸最高温度出现在靠近活塞顶面位置，最高温度 364.6 ℃。第二环岸平均温度为 235 ℃。内冷油腔温差很大，分布在221～318 ℃之间。

图4 活塞各边界位置Fig.4 Boundary locations of piston

表4 活塞最终的热边界条件Table 4 Final thermal boundary conditions of piston

图5 活塞温度场和主要位置温度示意图Fig.5 Temperature field of piston and temperature of key positions

3 结构参数单因素扫值分析

3.1 结构参数的选择

由上文可知，活塞的温度梯度很大。这将导致活塞局部位置有很大的热应力。

1）在活塞顶面尤其是在燃烧室喉口区域的温度很高且温度梯度大，加之喉口处的小圆弧结构，极易出现热应力集中，而第一环岸的厚度影响着燃烧室喉口的过渡圆弧大小和活塞散热路径；

2）活塞销座位置（特别是销座上方尖角处），受结构上明显的尖角和快速的圆弧过渡的影响，在热传导过程中会形成热阻，致使该处温度分布不均匀，容易出现热应力集中现象。活塞内腔距离燃烧室底部较近，四周有环形内冷油腔和回油孔进行冷却，两侧销座位置处活塞的壁厚会增加，这将阻碍热量在活塞内传导，导致内腔顶部中央区域温度较高，使得整个内腔顶部区域的温差大，容易形成较大热应力。而销座的长度与销孔的直径直接影响着该处的壁厚与过渡圆弧的大小。

3）活塞回油孔的结构复杂，长期受高温机油冲刷，在高的缸内爆发压力和温度的耦合作用下，也会有很大的应力集中。

因为温度梯度大和复杂的几何结构等因素，活塞燃烧室喉口、活塞销座和回油孔处容易出现热应力集中现象。故选择活塞销座长度（A），活塞销孔直径（B）、第一环岸厚度（C）以及面窗同侧两回油孔距离（D）4个主要结构参数，研究活塞温度场的变化规律，结构参数如图6所示。

图6 结构参数示意图Fig.6 Structure parameters diagram of piston

3.2 参数设计方案

上述活塞的 4个结构参数变化的数值界限为不明显降低该发动机性能和满足活塞可靠性的要求的经验设计的极限尺寸，然后等分为 5个水平进行分析，主要结构参数设计方案见表 5所示。在固定其他结构参数不变的情况下，改变其中某一个参数，采用单变量扫值的方法研究不同结构参数对活塞温度场分布和活塞传热的影响的变化规律。所有设计方案采用的热边界条件均按表 4进行施加。

表5 各因子水平值Table 5 Factor levels

3.3 各特征参数对活塞传热影响分析

选取活塞最高温度、第一环槽的最高温度、内腔顶面最高温度、销座上方尖角处温度作为分析对比目标值，进行各影响参数对活塞传热的影响的变化规律，如图 7所示。

由图7分析发现：销座长度（A）的变化会将改变活塞内腔的壁厚，进而改变其热传导路径，但是通过分析发现，大部分热量依然是通过内冷油腔和环区进行耗散，销座长度的变化并没有改变内腔顶面的传热状况，只对第一环槽、销座上方尖角区域有部分影响，对活塞的整体温度场影响很小。

销孔直径（B）的改变会使活塞销孔壁面与活塞的内冷油腔和环区的相对位置发生变化。随着销孔直径的增加，销孔壁面与活塞环区和内冷油腔的距离减少，会使更多热量从销孔处耗散，使得销座上方尖角区域温度降低，最多降低6 ℃。对活塞整体温度场影响不大。

图7 结构参数对活塞关键位置的温度的影响规律Fig.7 Influence of structure parameters on temperature of piston key position

第一环岸厚度（C）影响第一环槽的温度分布，导致活塞环的运动状态和第一环的密封性和可靠性发生变化，从而影响机油耗与漏气量等。增加第一环岸的厚度，使活塞顶部和燃烧室到环区和内冷油腔以及内腔顶部等热量耗散的主要区域的距离增加，活塞头部热量传递受阻，结果使活塞最高温度大幅增加，最多增加13.8 ℃。活塞头部热量传递受阻，使得更少的热量传入第一环槽，加之内冷油腔冷却能力不变，使得第一环槽处温度随着第一环岸厚度的增加而降低，最多降低16 ℃。内腔顶面的温度随着第一环岸厚度增加而增加，最多增加6.1 ℃。由于销座离活塞顶面较远，第一环岸的厚度的变化对销座区域的温度场几乎没有影响。

面窗同侧回油孔的距离（D）对活塞的整体温度变化很小。增加该距离会使活塞的最高温度和内腔顶面温度略有降低，会使活塞销座尖角处的温度减少，最多降低5 ℃。由于回油孔的方向不变，同侧回油孔之间的距离的改变会使回油孔本身的壁面与活塞外圆表面的夹角发生变化，其间圆弧过渡也会发生变化，在机械负荷和热负荷耦合作用下，使得该处应力更加敏感。

活塞结构参数的变化对活塞接受来自燃气侧的热量的影响很小，这些结构参数在对其主要影响的区域传热与温度分布产生影响时，也会使得活塞其他位置的温度分布发生较小变化。

4 结构参数正交试验设计

为研究上述 4个活塞结构参数对其传热特性影响的主次顺序和最优组合，采用正交试验的方法确定各个参数对活塞传热的影响程度。为提高计算效率，分别取上述试验中的最大值、最小值和中间值设为相应水平值，得到正交试验设计的因素水平表，如表6所示。

表6 正交试验的因子水平值Table 6 Factor levels of orthogonal test

上文已对各个参数进行单因素扫值分析了，在不考虑因素间交互作用的情况下，不设空列，选取L9(34)正交表，如表7所示。并对对表中9个方案进行活塞传热分析，所有设计方案采用的热边界条件均按表4进行施加，提取 9组计算结果中的最高温度作为研究目标。利用极差分析寻找试验的主次因素、最优水平、最优组合。

从表7中可知，影响活塞最高温度的各因素权重为C>D>A>B。其中，第一环岸厚度对活塞温度影响最大，其影响比例达到57.8%，其次是回油孔相对位置和销座长度，影响最小的因素是销孔直径。较优的水平为A(I)、B(II)、C(I)、D(III)，对应的最佳方案是销座长度为72.5 mm、销孔直径为 35 mm、火力岸厚度为8 mm、回油孔相对位置为53 mm的活塞。以最优方案进行活塞三维建模，施加表 4所示的热边界条件进行传热分析，得到如图 8所示的活塞温度场。活塞的最高温度降低至374.3 ℃，比正交试验中最低的375.1 ℃（试验号8）还低 0.8 ℃。可见正交试验得出的最优组合结果能够使活塞获得更低的温度。

表7L9(34)正交试验及极差分析Table 7 Orthogonal test and range analysis

图8 优化之后的活塞温度场Fig.8 Optimized temperature field of piston

5 结 论

1）结合活塞表面温度测试，建立了活塞传热的有限元模拟仿真模型，得到了活塞传热分析的准确的热边界条件与活塞详细的温度场分布。分析发现，活塞的整体温度分布不均匀，最高温度为 382.6 ℃，出现在燃烧室喉口处。最低温度出现在活塞裙部最底部，最低温度为162.1 ℃。第一环岸最高温度出现在靠近活塞顶面位置，最高温度364.6 ℃。第二环岸平均温度为235 ℃。内冷油腔温差很大，分布在221～318 ℃之间。

2）在研究的4个结构参数中，第一环岸厚度对活塞传热与温度场的影响最大，主要影响活塞头部的传热与温度场的分布。活塞的最高温度随着第一环岸厚度增加而升高，最多升高13.8 ℃。第一环槽的温度随着第一环岸厚度增加而降低，最多降低16 ℃。销座结构主要影响活塞油环下侧区域和销座区域的传热与温度场的分布。面窗同侧回油孔的距离对活塞温度场影响很小。活塞结构参数的变化对活塞接受来自燃气侧的热量的影响很小，这些结构参数在对其主要影响的区域传热与温度分布产生影响时，也会使得活塞其他位置的温度分布发生较小变化。

3）通过正交试验找到了这4个结构参数的最优取值组合，对应的最佳方案是销座长度为72.5 mm、销孔直径为35 mm、火力岸厚度为8 mm、回油孔相对位置为53 mm的活塞。通过分析发现，最优方案可以使活塞最高温度降低至374.3 ℃。

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Influences of piston structural parameters on heat transfer and temperature field of diesel engine piston

Deng Xiwen1, Lei Jilin1※, Wen Jun1,2, Wen Zhigao2, Shen Lizhong1
(1.Yunnan Province Key Laboratory of Internal Combustion Engine, Kunming University of Science and Technology, Kunming650500,China; 2. Chengdu Galaxy Power co., LTD, Chengdu610505,China)

In order to meet the requirements of increasingly more stringent regulations of energy conservation and emissions reduction for automotive engines, many new technologies have been applied, such as multi-valve structures, variable geometry turbochargers, exhaust gas recirculation (EGR), and electronic controlled high-pressure fuel injection systems. On the other hand, the strength of the diesel engine is higher and higher, and the temperature field distributions of the engine parts are more uneven, such as pistons and cylinder head. The optimized piston structure, the inner cooling gallery structure, and the surface coating technology have become main ways to decrease heat load and optimize the temperature distributions of piston. The phenomenon of the thermal stress concentration is caused by uneven distribution of temperature field of the piston of internal combustion engine. In order to further study the temperature field distribution of the piston, a piston of high pressure common rail diesel engine which met the emission limit of Level 5 in China was treated as the research object. Combined with the temperature test of the feature points of piston surface using hardness plug, a heat transfer model of the piston group was established by using the finite element method. The enchased ring and pin were considered in the simulation model. A temperature field of piston was obtained by using the simulation model. Through the analysis it was found that some key locations of piston were prone to thermal stress concentration, such as the upside of the pin boss, the pin hole, the piston head and the 2 oil holes. Therefore, the length of the piston pin boss, the diameter of the pin hole, the height of the top land and the distance of 2 oil holes were treated as structural parameters. The influences of piston structure on heat transfer and temperature field were analyzed by using the single parameter sweep method and the orthogonal experiment method. The study found that the temperature distribution of the piston was not uniform. The maximum temperature of 382.6 ℃ appeared at the bowl edge of combustion chamber, and the minimum temperature of 161.1 ℃ appeared at the bottom of piston skirt. The piston structures had some influence on heat transfer performance and the temperature field distribution of the piston. Among the 4 structural parameters in this study, the height of the top land had the most influence on heat transfer and temperature field, the oil hole position ranked the second, and the pin hole diameter had the minimum. The top land height had the major influences on the distribution of temperature field of piston head. The maximum temperature of the piston increased by 13.8 ℃ with the increasing of the height of the top land. On the other hand, the maximum temperature of the first groove decreased by 16 ℃with the increasing of the height of the top land of the piston. The pin boss structure had the major impact on the regions under the oil ring and the regions of pin boss. The oil hole position had a little effect on heat transfer and temperature field of piston.In addition, if a piston structural parameter was changed, heat quantity conducted from gas side still remained almost the same.Therefore, the variation of the structure parameter could only affect heat transfer and temperature distribution of the corresponding part instead of other regions. The optimal combination of 4 structure parameters was found by the orthogonal experiment. The corresponding optimal scheme was the pin length of 72.5 mm, the diameter of the pin hole of 35 mm, the height of the top land of 8 mm, and the distance of the 2 oil holes of 53 mm. Through the heat transfer analysis it was found that the optimal scheme could reduce the maximum temperature of piston to 374.3 ℃.

diesel engines; pistons; structural optimization; parameters; heat transfer; temperature field

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.10.013

TK422

A

1002-6819(2017)-10-0102-07

2016-10-31

2017-03-05

国家自然科学基金项目（51665021；51366006）

邓晰文，男，四川广安人，博士生，主要从事内燃机工作过程与结构优化技术研究。昆明 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，

650500。Email：xixiwen@126.com

※通信作者：雷基林，男，四川广安人，教授，博士生导师，2014年赴美国伊利诺伊大学香槟分校进修，主要从事内燃机设计与优化技术研究。昆明昆明理工大学云南省内燃机重点实验室，650500。Email：leijilin@sina.com