許春光，王國瑩，梁惠杰，文洋，李鵬，趙志強，張煒，胡錦川

(1.中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400；2.哈爾濱市產(chǎn)品質(zhì)量監(jiān)督檢察院，黑龍江 哈爾濱 150036；3.駐北京地區(qū)第八軍代室，北京 100072)

活塞是發(fā)動機中承受機械載荷和熱載荷較為嚴重的部件之一，其承載特性是影響活塞疲勞強度可靠性的重要因素[1-3]。工作過程中，活塞承受交變氣體力和熱應(yīng)力的耦合作用，同時由于發(fā)動機服役工況范圍廣且多變，活塞承載規(guī)律極其復(fù)雜。研究表明[4-5]，穩(wěn)態(tài)工況下高頻溫度載荷與氣體力作用易導(dǎo)致活塞發(fā)生高周疲勞失效，失效部位主要出現(xiàn)在銷孔內(nèi)側(cè)上沿等區(qū)域。研究發(fā)現(xiàn)[6]，工況大幅波動(如停車—起動—停車工況)易產(chǎn)生低頻波動熱應(yīng)力，往往導(dǎo)致喉口區(qū)發(fā)生低周疲勞失效。目前，隨著發(fā)動機功率密度的不斷提升，活塞承受的熱-機械負荷增加，其疲勞強度是當前設(shè)計關(guān)注的焦點。因此，本研究采用仿真的方法分析活塞結(jié)構(gòu)溫度和應(yīng)力隨時間和載荷的變化行為，為活塞疲勞壽命預(yù)測提供依據(jù)，為活塞材料開發(fā)提供載荷約束。

1 研究思路

根據(jù)發(fā)動機活塞的工作環(huán)境，活塞必須同時滿足高周疲勞和低周疲勞的設(shè)計要求。高周疲勞強度按照無限壽命設(shè)計，低周疲勞壽命與發(fā)動機服役工況、服役壽命及用途相關(guān)。目前，主要基于發(fā)動機臺架耐久性試驗來考核發(fā)動機結(jié)構(gòu)件疲勞特性。圖1示出發(fā)動機典型臺架耐久規(guī)范，主要由標定轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)工況及怠速與標定工況組成的交變工況兩部分組成，分別考核發(fā)動機結(jié)構(gòu)件高周疲勞(HCF)和低周疲勞(LCF)性能。

由圖1可見，在試驗工況下，活塞主要承受以下作用力：1)氣體應(yīng)力σP。主要由缸內(nèi)高頻波動的氣體壓力引起。2)定常熱應(yīng)力σst。發(fā)動機未工作前，結(jié)構(gòu)溫度較低且均勻，在高周疲勞考核穩(wěn)定工況(如標定轉(zhuǎn)速工況)下，結(jié)構(gòu)溫度升高，由于熱慣性效應(yīng)溫度基本保持不變，由此形成的熱應(yīng)力即為定常熱應(yīng)力σst。3)高頻波動熱應(yīng)力σht。在穩(wěn)態(tài)工況一個工作循環(huán)內(nèi)，燃燒室氣體溫度、壓力和換熱邊界隨曲軸轉(zhuǎn)角高頻波動，引起活塞頂部表面溫度瞬態(tài)波動，并由此產(chǎn)生了高頻波動的熱應(yīng)力。4)低頻波動熱應(yīng)力σlt。在低周熱機疲勞考核工況下，活塞溫度隨著工況變化而發(fā)生大幅度波動，活塞處于急劇加熱和冷卻狀態(tài)，由此產(chǎn)生了較大的低頻熱應(yīng)力[7-8]。

本研究主要開展以下方面的工作：1)研究柴油機標定轉(zhuǎn)速點穩(wěn)態(tài)工況下氣體應(yīng)力σP、定常熱應(yīng)力σst和高頻波動熱應(yīng)力σht的分布特性和對活塞綜合應(yīng)力的影響規(guī)律；2)研究柴油機變工況條件下低頻波動熱應(yīng)力σlt、溫度隨時間的變化關(guān)系。

主要研究思路如圖2所示。首先，建立活塞有限元分析模型，利用實測溫度和應(yīng)力數(shù)據(jù)對模型進行標定；然后，基于該模型計算標定轉(zhuǎn)速工況穩(wěn)態(tài)條件下活塞溫度、應(yīng)力應(yīng)變行為，在此基礎(chǔ)上進一步研究怠速工況與標定工況交替變化條件下活塞載荷的變化特性。有限元網(wǎng)格模型如圖3所示，有限元模型包括活塞、活塞銷、連桿襯套、連桿等部件，其中對活塞喉口、銷座孔等關(guān)鍵區(qū)域進行了網(wǎng)格細化，模型共包含220 129個節(jié)點，145 794個單元。

圖2 總體研究思路

2 活塞溫度變化特性研究

2.1 換熱邊界條件確定

2.1.1頂面熱邊界條件

活塞頂面與高溫燃氣直接接觸，換熱過程以穩(wěn)態(tài)對流換熱為主。本研究基于AVL BOOST軟件采用Woshini模型計算得到了一個工作循環(huán)中的瞬時傳熱系數(shù)和燃氣介質(zhì)溫度曲線，并基于式(1)和式(2)得到了時間平均的當量傳熱系數(shù)和燃氣溫度，分別為1 703 W/(m2·K)和840 ℃。

(1)

(2)

式中：hgm和Tgm分別為時間均化的當量傳熱系數(shù)和燃氣溫度。

將活塞頂面劃分為8個區(qū)域分別定義換熱邊界，各區(qū)傳熱系數(shù)沿著半徑方向的分布規(guī)律如圖4所示，圖中橫坐標為實際位置相對活塞直徑的比值，縱坐標為局部傳熱系數(shù)與當量平均傳熱系數(shù)的比值。其中活塞喉口區(qū)域傳熱系數(shù)最大。頂部熱邊界條件滿足式(3)要求。

(3)

圖4 頂面熱邊界條件分布規(guī)律

最后通過軟件編程實現(xiàn)了對火力面網(wǎng)格熱邊界條件的映射。

2.1.2冷卻油腔內(nèi)表面熱邊界條件

發(fā)動機活塞冷卻油腔的冷卻效果對活塞溫度狀態(tài)影響較大，其受到油腔形狀、冷卻液流量、發(fā)動機轉(zhuǎn)速等多種因素的影響[9]。對活塞冷卻油腔進行CFD瞬態(tài)數(shù)值模擬，可以得到較為理想的效果。冷卻油腔入口速度為20 m/s，機油溫度為373 K；出口壓力0 Pa，機油溫度為393 K；空氣作為第一相，冷卻油作為第二相。通過計算可獲得活塞冷卻油腔表面在各曲軸轉(zhuǎn)角下的傳熱系數(shù)。提取冷卻油腔內(nèi)壁一個周期內(nèi)的平均傳熱系數(shù)，通過軟件編程實現(xiàn)對冷卻油腔換熱邊界條件的映射，其中活塞冷卻油腔在一個周期內(nèi)傳熱系數(shù)變化如圖5所示。

圖5 水腔表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

2.1.3環(huán)區(qū)換熱邊界條件

活塞環(huán)區(qū)傳熱系數(shù)根據(jù)串聯(lián)熱阻模型計算得到，從活塞到冷卻水的換熱路徑依次為活塞—活塞環(huán)—油膜—缸套—冷卻水。串聯(lián)熱阻模型如圖6所示。

活塞環(huán)、油膜、缸套可認為圓環(huán)傳熱，其熱阻可通過下式計算：

(4)

缸套表面與水的換熱熱阻可通過下式計算：

(5)

從活塞表面到缸套外側(cè)冷卻水的總熱阻為

Rtotal=R1+R2+R3+R4；

(6)

則活塞環(huán)區(qū)的當量傳熱系數(shù)為

(7)

式中：R1，R2，R3，R4分別為活塞環(huán)、油膜、缸套、缸套與冷卻水的熱阻；r2，r1分別為圓環(huán)外徑與內(nèi)徑；H為圓環(huán)高度；k為導(dǎo)熱系數(shù)；hwater為冷卻水的傳熱系數(shù)；As為缸套與冷卻接觸面積；Rtotal為總熱阻；Aeff為等效面積；heff為等效傳熱系數(shù)。

圖6 活塞環(huán)區(qū)串聯(lián)熱阻模型

發(fā)動機在標定工況下活塞環(huán)區(qū)各部位傳熱系數(shù)計算結(jié)果如表1所示。

表1 發(fā)動機在標定工況下活塞環(huán)區(qū)各部位傳熱系數(shù)

2.1.4其他區(qū)域熱邊界條件

活塞銷孔、裙部、活塞內(nèi)腔等區(qū)域的傳熱系數(shù)采用經(jīng)驗值，分別取值1 000 W/(m2·K)，2 752 W/(m2·K)，1 000 W/(m2·K)。

2.2 溫度場試驗與模擬分析

采用熱電偶方法進行了活塞溫度場測試，以標定活塞溫度場仿真分析模型。熱電偶通過頂面鉆孔引出，測點布置如圖7所示。發(fā)動機臺架試驗工況條件下活塞溫度場測試和預(yù)測結(jié)果對比如圖8所示。由圖可知，實測最高溫度點位于活塞喉口區(qū)，活塞的測點溫度實測值和計算值偏差在10 ℃以內(nèi)，可認為活塞熱邊界分布規(guī)律及仿真計算模型準確。

圖7 熱電偶測點布置

圖8 溫度場實測結(jié)果與仿真結(jié)果對比

仿真分析時不考慮缸內(nèi)燃氣溫度和傳熱系數(shù)隨時間變化對活塞整體溫度場的影響。標定工況點活塞整體溫度場模擬仿真計算結(jié)果見圖9a；高于300 ℃的區(qū)域見圖9b，主要位于活塞第一環(huán)槽上方與燃氣接觸的活塞頂面區(qū)域；高于400 ℃的區(qū)域見圖9c，最高溫度為425 ℃，在活塞燃燒室喉口部位。

圖9 活塞溫度分布

2.3 工作循環(huán)內(nèi)溫度波動分析

溫度循環(huán)變化的燃氣及其與活塞的傳熱作用引起活塞頂面溫度的波動，研究表明[10]，該溫度波動向活塞內(nèi)部傳播，約到達1～2 mm時波動幅度趨于0，形成瞬變溫度層。三維瞬態(tài)溫度場可由下列微分方程式表達：

(8)

初始條件

T|τ=0=f(x,y,z)；

(9)

邊界條件

(10)

式中：T為溫度；τ為時間；k為導(dǎo)熱系數(shù)；ρ為密度；c為比熱容；Tw為壁面溫度；Tf為燃氣當量溫度；α為對流傳熱系數(shù)。

矩陣常微分方程可描述為

|K|{T}+|M|{T}+{F}=0。

(11)

式中：|K|=∑|K|e，│K│為總體導(dǎo)熱矩陣；|M|=∑|M|e，│M│為總體熱容矩陣；{T}為溫度矩陣；{F}為總體熱源矢量。

本研究利用穩(wěn)態(tài)溫度場計算結(jié)果作為瞬態(tài)熱分析的近似初始條件，進而按照瞬態(tài)邊界計算了活塞在一個工作循環(huán)內(nèi)的溫度波動。計算得到的活塞喉口處溫度隨深度變化關(guān)系如圖10所示，標定工況下喉口處表面溫度最大波動幅度為28 ℃。圖11示出活塞燃燒室喉口溫度波動幅值隨深度的變化關(guān)系。

圖10 活塞喉口處溫度波動

圖11 火力面考察點溫度與深度的變化情況

由圖可知，隨著深度增加溫度波動幅值逐漸減小，達到2 mm后溫度波動值不到2 ℃，與文獻[10]研究結(jié)果基本一致。

3 穩(wěn)態(tài)工況下載荷特性分析

3.1 熱機械耦合應(yīng)力分析

為研究熱機械載荷對活塞應(yīng)力的影響，利用有限元仿真分析的方法計算了以下幾種工況：1)熱載荷(T)；2)最高燃燒壓力載荷(P)；3)熱載荷+最高燃燒壓力載荷(T+P)。

為驗證活塞應(yīng)力仿真分析模型，在機械載荷條件下對活塞底部銷座孔上方和活塞裙部等區(qū)域進行了應(yīng)力測試，應(yīng)力測試測點布置見圖12，測試值與仿真值對比見圖13。其中6號測點在測試過程中應(yīng)變片損壞無測試值，應(yīng)力測試與仿真結(jié)果除7號應(yīng)變片外誤差均小于10%。經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)7號應(yīng)變片與6號應(yīng)變片屬于兩連片，在試驗裝置安裝過程中出現(xiàn)了磕碰,導(dǎo)致6號片出現(xiàn)損壞，7號應(yīng)變片與2號應(yīng)變片處于活塞的對稱位置，其應(yīng)力測試結(jié)果應(yīng)與2號片相差不大，經(jīng)分析認為由于6號片的損壞，同時7號片也受到了影響，導(dǎo)致7號片的測試結(jié)果出現(xiàn)了異常，因此7號片測試數(shù)據(jù)不采信，但其他8個測點的測試數(shù)據(jù)可靠，因此仿真計算模型及邊界可以用來進行后續(xù)的應(yīng)力仿真分析。

圖12 活塞應(yīng)力測試測點布置

圖13 機械載荷下應(yīng)力仿真與實測對比

通過有限元應(yīng)力計算，得到了熱載荷和氣體力載荷單獨作用及耦合作用下活塞應(yīng)力場，結(jié)合溫度、應(yīng)力計算結(jié)果從活塞頂面、冷卻油腔、銷座孔上方等處選取若干個特征點或危險點作為應(yīng)力考察點(見圖14)。圖15示出各考察點應(yīng)力對比情況。燃燒室喉口在熱載荷作用下呈現(xiàn)壓應(yīng)力，在機械載荷下呈現(xiàn)拉應(yīng)力，熱機耦合載荷會導(dǎo)致沿銷孔方向出現(xiàn)拉應(yīng)力，沿主副推力面方向呈現(xiàn)壓應(yīng)力；燃燒室底部在熱載荷作用下呈現(xiàn)壓應(yīng)力，機械載荷的作用下沿銷孔方向會導(dǎo)致壓應(yīng)力，沿主副推力面方向呈現(xiàn)拉應(yīng)力，熱機耦合載荷作用時均呈現(xiàn)壓應(yīng)力狀態(tài)；活塞頂面中間部位應(yīng)力受溫度影響較小，主要受機械載荷的影響；銷座上方及油腔出口處應(yīng)力受溫度載荷影響較大，其他各點受機械載荷影響較大。

圖14 活塞應(yīng)力分析考察點

圖15 不同載荷下考察點應(yīng)力

3.2 溫度波動對熱機耦合應(yīng)力的影響

在穩(wěn)態(tài)定常熱載荷的基礎(chǔ)上，考慮氣體力、高頻波動熱載荷對活塞耦合應(yīng)力的影響，通過計算得到了其隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖16示出工作循環(huán)內(nèi)瞬態(tài)溫度波動引起的高頻熱應(yīng)力的變化。由圖可知，應(yīng)力波動區(qū)域與瞬態(tài)溫度變化直接相關(guān)，與圖10對比可以看出，活塞高頻熱應(yīng)力與溫度變化呈反相狀態(tài)，即溫度最高時，熱應(yīng)力最低。圖17示出工作循環(huán)內(nèi)熱應(yīng)力隨深度的變化?；钊砜谔幈砻鏌釕?yīng)力波動幅值為35 MPa左右，在2 mm深度處，熱應(yīng)力波動幅值已小于5 MPa，因此高頻波動熱應(yīng)力僅對頂面2 mm內(nèi)薄層區(qū)有影響，這與文獻[10]研究結(jié)果相一致。取活塞燃燒室喉口處考察點為研究對象，沿徑向正應(yīng)力的變化情況如圖18所示。氣體力作用導(dǎo)致壓應(yīng)力幅值進一步增加，高頻波動熱應(yīng)力相位與氣體力應(yīng)力明顯不同且數(shù)值較大，綜合應(yīng)力波動幅值為55 MPa，約是只考慮氣體應(yīng)力作用情況的1.8倍，可見，高頻波動熱應(yīng)力對活塞頂表面區(qū)域疲勞可靠性影響較大。

圖16 不同深度熱應(yīng)力在工作周期內(nèi)的波動

圖17 熱應(yīng)力波動幅值隨深度的變化

圖18 考察點1應(yīng)力波動曲線

4 變工況載荷特性分析

按照發(fā)動機熱沖擊規(guī)范，發(fā)動機在圖1所示怠速和標定轉(zhuǎn)速工況交替運行，各工況運行時間為3 min，活塞溫度和應(yīng)力發(fā)生大幅度變化。在穩(wěn)態(tài)溫度場計算的基礎(chǔ)上，進一步考慮材料溫度非線性特性，計算了變工況下活塞溫度和應(yīng)力隨時間的變化歷程(見圖19)。在加熱過程中活塞頂面特征點溫度急速增加，至90 s后趨于穩(wěn)定，最大加熱速率約為7.5 ℃/s，在怠速過程中最大冷卻速率約為9 ℃/s。喉口區(qū)考察點處應(yīng)力與溫度變化率相關(guān)，即溫度升高時熱應(yīng)力呈負值，溫度降低時熱應(yīng)力呈正值，而遠離喉口的其他考察點溫度水平較低，應(yīng)力幅值也較小。由此可見，除頂面喉口之外的其他區(qū)域溫度水平很低，應(yīng)力幅值也較低，而燃燒室喉口承載應(yīng)力最高，為低周疲勞重點關(guān)注部位。

圖19 變工況下溫度和應(yīng)力隨時間的變化

5 結(jié)論

a) 穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速工況下，在活塞頂面約2 mm的薄層內(nèi)溫度存在明顯的瞬態(tài)波動，而其他區(qū)域溫度基本保持不變；工作循環(huán)內(nèi)瞬態(tài)溫度波動引起的高頻熱應(yīng)力與溫度瞬態(tài)變化直接相關(guān)，高頻波動熱應(yīng)力僅存在于頂面薄層區(qū)，氣體力作用導(dǎo)致該區(qū)域壓應(yīng)力進一步增加，故必須考慮高頻熱應(yīng)力對該區(qū)域高周疲勞強度評估帶來的影響；

b) 在怠速和標定轉(zhuǎn)速交替變工況運行下，活塞喉口區(qū)域溫度發(fā)生大幅度變化，最大溫度上升速率為7.5 ℃/s，最大溫度下降速率為9 ℃/s，喉口區(qū)應(yīng)力與溫度變化率相關(guān)，而遠離喉口的其他部位溫度和應(yīng)力幅值水平較低，因此活塞燃燒室喉口為低周疲勞重點關(guān)注部位；

c) 研究得到了活塞在柴油機工作狀態(tài)下的穩(wěn)態(tài)溫度場、高頻溫度場、低周溫度場、穩(wěn)態(tài)熱應(yīng)力、高頻熱應(yīng)力、低周熱應(yīng)力、機械應(yīng)力、熱機耦合應(yīng)力等載荷特性及其變化，為下一步活塞的疲勞壽命預(yù)測奠定了基礎(chǔ)，亦可為活塞材料研發(fā)考核提供載荷依據(jù)。