发动机活塞冷却喷嘴的设计、验证与故障分析浅谈

贾新颖

摘 要：内冷油道活塞的应用越来越广泛，但是针对活塞冷却喷嘴的设计要求与设计方法尚不完善和系统。本文论述了发动机内冷油道强制振荡冷却活塞喷嘴及其喷嘴阀的设计，包括设计要求、详细设计中各参数的确定及设计验证。同时，对实际应用中存在的冷却喷嘴的故障情况进行了简要分析及说明。

关键词：内冷油道；强制振荡冷却；冷却喷嘴；冷却喷嘴阀

中图分类号：TK40 文献标识码：A 文章编号：1671-2064（2018）15-0093-02

活塞是发动机的核心元件，燃烧发生在活塞的燃烧室内，燃烧产生的爆发压力推动活塞沿缸孔内做往复直线运动。活塞及活塞相关组件是发动机中工作条件最为苛刻的零部件，发动机的强化程度、大修周期、可靠性与寿命在很大程度上取决于活塞的工作寿命。

随着柴油机强化程度不断提高，单缸功率不断增加，活塞顶部承受较高的热负荷，通过传热计算分析及活塞温度场试验验证，活塞喉口温度最高可以达到360℃～380℃，而且温度分布极为不均匀，温度梯度很大，过高的热负荷容易造成活塞顶部开裂等故障。

这就对活塞顶部的冷却提出了更高的要求，活塞的冷却方法主要有自由喷嘴冷却、振荡冷却、内冷油道强制振荡冷却。所谓自由冷却，即从连杆小头上的喷油孔或从安装在机体上的冷却喷嘴向活塞内腔喷射机油，达到冷却的目的；所谓振荡冷却，即从连杆小头上的喷油孔将机油喷入活塞内腔的环形油槽中，由于活塞的运动使机油在环形油槽中产生振荡而冷却活塞。而目前常用的内冷油道强制振荡冷却是在活塞铸造时，在活塞顶部环槽位置，铸造出油道，机油从布置在机体上的冷却喷嘴，喷入活塞冷却油道的进油孔，通过活塞的运行使机油在油道内循环及振荡，吸收活塞头部热量，最终从活塞的出油孔流出，此结构使机油在活塞的冷却油道内强制流动，以便达到冷却活塞的目的。

由于行业内活塞的设计一般由主机厂委托活塞生产企业进行精细设计，而活塞的冷却喷嘴往往由各主机厂根据自身发动机工作特点，机油压力情况进行设计。因此，由于技术保密等原因，活塞生产商往往无法获得准确的机油供给量，活塞一般也是类比设计，因此，活塞冷却最终能否达到设计要求，一般需要各主机厂在冷却喷嘴设计完成后，进行实物的验证。

行业内，冷却喷嘴的设计方法尚不系统，各类文献中介绍细节设计方法的很少，本文将结合作者的工作经验，重点介绍内冷油道强制振荡冷却喷嘴的设计、验证及故障分析。

1 冷却喷嘴的设计要求

当发动机的爆发压力为14-21MPa，升功率超过25-35kW/L，活塞单位面积功率大于0.30-0.47kW/cm2时，需要考虑采用内冷油道强制振荡冷却。活塞喷嘴需要精确实现冷却机油95%通过进油孔，并且达到要求的速度和喷射油量，以便可以保证快速的吸收活塞顶部的热量，降低活塞工作温度。一般活塞冷却喷嘴有如下设计要求：

（1）根据经验，一般要求喷油速率为4-6kg/kW·h。（2）喷油速度要求大于活塞的瞬时最大速度，保证机油可以喷入活塞的内部油腔。（3）冷却喷嘴管内壁粗糙度在满足设计要求及零件成本目标的情况下尽量小，以降低能量损失。且喷嘴管内部尽量圆滑过渡。（4）喷嘴管出口保留尖角，避免圆滑过渡，保证油束不发散。（5）冷却喷嘴应该设置有压力调节阀，根据发动机润滑系统的总油量及不同工况下的机油压力合理选择冷却喷嘴的开启压力。（6）实施DFMEA，选择合理的定位方式，保证零部件的可靠性。

2 冷却喷嘴的故障模式

发动机运行过程中，由于冷却喷嘴设计问题导致活塞不能及时冷却，最终造成拉缸、活塞开裂等严重故障，本文仅以几种容易被忽视的典型故障進行详细说明：

（1）冷却喷嘴与活塞裙部间隙偏小，发动机运转过程中，由于振动，喷嘴管与活塞相撞，造成喷嘴断裂，机油不能喷入活塞，导致活塞顶部开裂及拉缸故障。（2）冷却喷嘴管口，进行了倒圆处理，未保留尖角，造成活塞油束发散，活塞冷却不良，活塞、活塞销及连杆小头出现过热现象，表现为机油在高温下氧化，在活塞销及连杆小头及活塞内腔形成沉积物，至变色发黄。（3）冷却喷嘴大多采用一面两销的定位方式，如图3焊接一体的冷却喷嘴定位销，定位销直径很小，受制造质量影响，容易发生焊接不牢靠，定位销脱落的故障，机油不能准确喷入活塞内部冷却油腔，造成活塞及其组件冷却不良。采用图1及图2的定位方式，可靠性较好。

3 以某四缸柴油机为例设计举例

3.1 某柴油机参数

缸数：4缸；排量范围：4～5L；额定功率：175ps；

额定转速：2400rpm；最大设计爆发压力：180bar；

活塞结构：内冷油道强制振荡冷却活塞，低火力岸高度，一环镶圈；

连杆比：0.32。

3.2 详细设计

3.2.1 冷却喷嘴设计

如前文所述，喷油速度要求大于活塞的瞬时最大速度，保证机油可以喷入活塞的内部油腔。不仅仅是额定负荷点，还包括最大扭矩点等各阶段。参考内燃机设计，计算活塞瞬时最大速度，根据公式：

活塞瞬时速度：

V≈Rω×（sinα+λsin2α/2） （3-1-1）

活塞瞬时加速度：

J≈ Rω2×（cosα+λcos2α） （3-1-2）

当活塞加速度J=0时，活塞速度最大。

其中，R：曲柄半径；α：曲柄转角；λ：连杆比；ω：角速度。

图4为发动机额定点工况活塞一个冲程速度及加速度变化情况。由计算可以得到额定点活塞的最大速度为16.8m/s。其他工况点计算方法相同。

根据经验，喷油速率为4-6kg/kW·h，因此可以通过选定工况点的功率计算出理论需要的喷油量。并由下述公式计算冷却喷嘴出口的截面积，进而计算出出口直径，进行喷嘴设计。

Q=V出口×A出口 （3-1-3）

其中，Q：总的喷油量；V出口：冷却喷嘴出口流速；A出口：冷却喷嘴出口的截面积。

本实例中，额定点，计算的理论需要的喷油量为2.69～3.76L/min，出口截面积为3.73mm2，出口直径为2.18mm。

其他工况点计算数据，如表1，最终喷嘴出口直径设计值，选择计算直径的最小值：

3.2.2 冷却喷嘴阀设计

内冷油道强制振荡冷却喷嘴，一般都设置有冷却喷嘴阀，这是因为：

（1）在发动机启动初期，发动机转速较低，负荷较低，这时机油泵流量也处于较低的水平，此时，活塞承受热负荷还不高。如果冷却喷嘴开启，会消耗大量机油，会影响初始的润滑系统建立。（2）活塞头部及燃烧室可能會过冷，造成燃烧迟缓，功率下降及燃油耗增加。（3）燃烧后的水蒸气易冷凝形成水与可溶性酸类气体混合，对活塞组件及气缸造成腐蚀。

冷却喷嘴阀的开启压力根据经验，一般设定在120～160kPa，并结合发动机实际工作情况进行设定。本例中，低功率版性能初试中，发动机额定点机油压力410kPa，扭矩点机油压力375kPa，怠速点机油压力280kPa，机油温度88℃。考虑实际使用及极限工况，随着机油温度升高，机油压力还会下降。再有就是此例中的活塞热固耦合计算结果表明此活塞热负荷偏高，活塞温度较高，应该尽早开启活塞冷却。综上所述，冷却喷嘴阀的开启压力最终设定在160kPa。

冷却喷嘴阀一般采用钢球式单向阀。根据设定的开启压力及流通面积，确定弹簧初始负荷，进而确定弹簧设计参数。

4 试验验证

冷却喷嘴设计完成，试制完成后，还需要进行试验验证，确认冷却喷嘴的功能性能。这种试验一般称为打靶试验，可以在特制的工装上（图5）进行，也可以用实际装配的机体经过适当的改制后作为试验工装。试验分别选用25℃、33℃、45℃的SHELL M-1217润滑油，其动力粘度与发动机常用润滑油10-W40的95℃、120℃、130℃时相当。

试验结果表明，供油压力为400-420kPa时，冷却喷嘴的流量约为3.3-3.8L/min。冷却喷嘴阀的开启压力为160kPa-170kPa，通过收集的机油量，用（3-1-3）反算，喷油速度为16.93m/s。试验证明此喷嘴的功能性能满足设计及使用要求。

冷却喷嘴的可靠性及其对活塞的冷却能否满足要求尚需进一步的活塞温度测试及整机、整车搭载试验进行验证。

5 结语

（1）随着柴油机强化程度不断提高，内冷油道强制振荡冷却活塞必将更加广泛的应用。（2）通过本文介绍的详细设计方法，冷却喷嘴及喷嘴阀可以根据本文提供的方法及经验数据进行设计，但必须进行打靶试验，验证实物与设计目标的符合性。同时，需要通过整机及整车相关试验完成功能及可靠性验证。

参考文献

[1]袁兆成.内燃机设计[M].机械工业出版社，2008.

[2]西安交大内燃机教研室，内燃机原理[M].西安交通大学出版社，1981.