王志堅， 張佳明， 呂文芝， 黃國龍， 孟慶斌

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061； 2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061； 3.北京科技大學 機械工程學院，北京 100083； 4.教育部流體與材料相互作用重點實驗室，北京 100083)

隨著環(huán)境和能源問題在世界范圍得到廣泛關注，以及越來越嚴格的排放法規(guī)限制，內燃機具備了高效和低污染的特性，內燃機小型化技術得到了越來越多的認同[1-4]。內燃機缸內燃燒過程的不穩(wěn)定性增加，爆震傾向增加，爆震發(fā)生時最大缸壓可達20 MPa以上，遠高于常規(guī)工況，降低燃油經(jīng)濟性的同時內燃機機構件產(chǎn)生嚴重破壞。活塞處于一個高速、高壓和高溫的惡劣工作環(huán)境，在這種高頻、高振幅的壓力震蕩激勵下，往往會導致活塞失效，因此研究內燃機爆震發(fā)生特性及活塞強度校核對小型強化內燃機的安全性及可靠性有著重要的理論價值和工程價值[5-7]。對爆震特性的研究主要通過仿真和試驗的手段，爆震發(fā)生時燃燒室內的流場規(guī)律，對活塞強度的研究主要針對熱沖擊、熱疲勞以及機械疲勞等方面[8-12]，因此對于小型強化后缸壓激勵作用以及爆震發(fā)生后缸壓激勵作用下活塞的受力規(guī)律和強度校核研究不足，很少有學者研究爆震激勵下活塞的壽命[13-14]。

本文對缸內發(fā)生爆震時的沖擊波進行研究，將爆震壓力作為激勵施加到活塞頂面，分析活塞在不同工況下的溫度場、熱-機耦合強度以及疲勞壽命，闡明爆震形成活塞破壞性作用的機理，同時為小型強化內燃機活塞的設計和分析提供理論基礎和工程依據(jù)。

1 爆震數(shù)值模擬原理與實驗驗證

1.1 小型強化內燃機熱力學模型

在內燃機中，活塞頂面、汽缸壁面、缸蓋底面和進排氣門共同圍成燃燒室，將該模型簡化為一個熱力學系統(tǒng)進行研究。缸內工質的狀態(tài)由能量守恒方程、質量守恒方程及理想氣體狀態(tài)方程把整個工作過程聯(lián)系起來。

氣體狀態(tài)方程、質量守恒方程及能量守恒方程分別為：

pV=mRT

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：p為缸內氣體壓力，Pa；V為氣缸工作容積，m3；m為缸內氣體質量，kg；R為氣體常數(shù)，J/(mol·K)；T為缸內氣體溫度，K；mb為缸內已燃燒的質量，kg；me為流入氣缸內的空氣質量，kg；ma為流出氣缸的質量，kg；Qb為燃燒放出的熱量，kJ；Qw為壁面?zhèn)鳠崃?，kJ；h為氣缸內工質的比焓，kJ/kg；h2為進氣門前比焓，kJ/kg；Cv為比定容熱容，kJ/(kg/K)；αm為瞬時過量空氣系數(shù)；φ為曲軸轉角。

聯(lián)立式(2)～(4)可得：

(5)

由此可求出氣缸內工質的溫度變化，再通過式(1)氣體狀態(tài)方程便可求出缸內壓力變化。

1.2 增壓模擬及爆震特征分析

增壓技術的基本原理是通過提高進氣密度，來提高進入燃燒室的空氣量，同時提高每個循環(huán)的供油量，使缸內燃燒更為劇烈，以此提高缸內的平均有效壓力，從而提高發(fā)動機輸出功率。

通過改變氣缸內的空燃比可以模擬內燃機的增壓過程，將自然進氣工況缸內空燃比設置為14∶1，一級增壓工況為20∶1，二級增壓工況為28∶1，利用式(1)、(5)得到缸內壓力變化曲線如圖1(a)所示，自然吸氣、一級增壓、二級增壓3種工況下時缸壓最大壓力約為6、9和12 MPa。隨著小型強化內燃機強化程度的提高，爆震的發(fā)生幾率也隨之提高。如圖1(b)所示，當爆震發(fā)生時，缸內壓力首先產(chǎn)生一個巨大的振蕩，振幅約10 MPa，緊接著是振幅逐漸衰減的壓力波動，振蕩頻率約10 kHz，最后缸壓趨于平穩(wěn)，可見，該爆震波作用于燃燒室零部件上，會對構件疲勞性能產(chǎn)生影響。因此，通過對二級增壓時內燃機最大壓力值賦予振蕩衰減函數(shù)來得到爆震缸壓曲線。

圖1 不同工況下缸內壓力曲線Fig.1 Cylinder pressure curves under different conditions

1.3 爆震實驗驗證

采用高溫電容式壓力傳感器檢測爆震激勵信號，其工作原理為由傳感器膜片直接感知缸內壓力，在膜片與介質之間形成微小的位移，該位移隨著被測壓力的增加而增大，而傳感器的電阻也隨之變化，高溫電容式壓力傳感器的結構如圖2所示。

圖2 高溫壓力傳感器結構示意Fig.2 Structure of high-temperature capacitive pressure sensor

利用測量電路來檢測電阻的變化，并產(chǎn)生與爆震壓力相對應的輸出信號。由于壓電晶體的原始輸出信號非常微弱，因此將電荷放大器與壓力傳感器共同放置在氣缸頂部以增強信號。然后再并聯(lián)上旋轉編碼器，捕捉50個周期的缸壓曲線，即為爆震激勵信號，圖3為測量流程圖。

圖3 爆震激勵壓力測量流程Fig.3 knock excitation pressure measurement process

實驗采用RoverK16型汽油機，氣缸容積為1 397 cm3，沖程79 mm。實驗得到小型強化內燃機爆震時缸內壓力隨時間的變化，每隔3個循環(huán)出現(xiàn)一次爆震現(xiàn)象，如圖4(a)所示。

圖4 缸內壓力與爆震單周期缸內壓力曲線Fig.4 Cylinder pressure and knock single-cycle cylinder pressure with the time diagram

由圖4(b)爆震單周期曲線可知，當爆震發(fā)生時，首先產(chǎn)生一個巨大的振蕩，振幅可達近10 MPa，缸內壓力最大可以達到18 MPa，緊接著是振幅逐漸衰減的小振幅高頻率振蕩，最后缸壓趨于平穩(wěn)，該規(guī)律與數(shù)值模擬得到的爆震缸壓曲線一致，因此數(shù)值模擬得到的缸內壓力測試數(shù)據(jù)得到驗證。

2 爆震仿真分析

2.1 有限元模型

有限元模型的建立分為活塞、缸蓋及汽缸套部分，綜合考慮網(wǎng)格劃分及實際計算，對模型的火花塞、氣門以及部分倒角進行了簡化處理，其他部分嚴格按照圖紙進行三維建模。活塞外徑為74 mm，高度為66.1 mm，銷孔直徑為15 mm，材料為灰鑄鐵，熱膨脹系數(shù)為1.1×10-5/℃。實體模型如圖5所示。

圖5 小型強化內燃機活塞三維實體模型Fig.5 3D solid model of downsized engine cylinder

流體區(qū)域網(wǎng)格劃分共生成36 431個節(jié)點，197 375個單元。固體區(qū)域的活塞為中心對稱結構，因此取1/4模型進行研究，固體區(qū)域網(wǎng)格劃分共生成388 474個節(jié)點，246 345個單元。網(wǎng)格劃分完成后導入ICEM CED 平臺進行Quality檢驗，檢驗結果顯示Quality值均在0.2以上，滿足應用要求。流體區(qū)域及固體區(qū)域網(wǎng)格劃分如圖6所示。

圖6 小型強化內燃機活塞有限元模型網(wǎng)格劃分Fig.6 Meshing of downsized engine cylinder finite element model

2.2 邊界條件及求解模型

為了使研究爆震沖擊波的傳播過程計算簡便，本文使用歐拉方程作為數(shù)值模擬的控制方程。采用FLUENT對缸內爆發(fā)壓力進行CFD模擬計算，由于研究的是瞬態(tài)的、高速可壓流體的流動問題，所以采用的數(shù)值模擬方法是基于密度的、瞬態(tài)的方法。又由于要捕捉?jīng)_擊波這種非連續(xù)性的流場，因此選擇使用三階的MUSCL計算格式。

本文借鑒文獻[7]的爆震模擬方法，應用破膜法模擬燃燒室中爆震沖擊波的產(chǎn)生，即在燃燒室自燃發(fā)生區(qū)域創(chuàng)造高壓區(qū)，使其與周圍環(huán)境形成強大壓差，從而形成沖擊波。研究主要針對爆震初期壓力劇烈波動的時段，這段持續(xù)時間很短，只有3°曲軸轉角左右，因此在該時段內假設避免絕熱，活塞靜止不動。研究的錐頂形燃燒室如圖7所示，缸內壓力賦值為壓縮行程終了時的6 MPa，在燃燒發(fā)生的高壓區(qū)賦值為100 MPa；時間補償估算為：

Δt=l/c

(6)

式中：l為網(wǎng)格的特征尺度；c為沖擊波的波速，約為2 000 m/s。因此估算其時間步長約為10-8s。

圖7 錐頂形燃燒室模型Fig.7 Cone-top combustion chamber model

在模擬開始之前，在燃燒室底部從中心點向外緣依次取點作為監(jiān)測點，用于觀察不同位置的超壓分布，測點位置如圖8所示。

圖8 監(jiān)測點位置示意Fig.8 Monitoring point location diagram

2.3 爆震結果分析

爆震發(fā)生初期的幾次壓力振蕩對燃燒室零部件的破壞最為嚴重，該階段持續(xù)期僅為3°曲軸轉角左右，對應時間為0.6 ms，因此將模擬的時間設置為0.85 ms，可以保證監(jiān)測到燃燒室內壓力振蕩較為劇烈的階段。燃燒室底面對應活塞頂面，在燃燒室底面選取11個監(jiān)測點對應活塞頂面10個圓環(huán)位置，活塞頂面圓環(huán)位置示意如圖9所示，監(jiān)測點8～11的壓力波動曲線如圖10所示。

圖9 活塞頂面圓環(huán)位置示意Fig.9 Piston top ring position diagram

如圖10(a)所示，在0.06 ms時刻，位置8出現(xiàn)一個明顯的高幅值壓力振蕩，幅值達到了33 MPa。如圖10(b)～(d)所示，位置9、10、11的壓力最大值依次達到了40、70、210 MPa，而且可以明顯觀察到4次振幅逐漸減小的壓力波動，位置11壓力最大值在210 MPa左右，遠遠超過了燃燒室中心高壓區(qū)域的初始賦值100 MPa。爆震沖擊波抵達外緣狹小區(qū)域后，由于空間縮小，缸蓋與活塞頂部之間的間隙減小，爆震沖擊波在缸蓋與活塞之間的反射次數(shù)也成倍上升，因而導致在端部尖角處的振蕩頻率急劇增大，進而導在活塞外緣的壓力急劇上升，進而在活塞外緣出產(chǎn)生劇烈的壓力振蕩。同一時刻不同位置的壓力值不同，從活塞頂面圓心處向外緣依次產(chǎn)生壓力振蕩，這符合爆震波在燃燒室內的傳播規(guī)律。

圖10 不同位置的壓力波動曲線Fig.10 Pressure fluctuation curves of different positions

由圖11可見，隨著監(jiān)測位置從圓心向外緣移動，壓力最大值先小幅減小然后大幅升高，并在位置11達到最大。

圖11 不同監(jiān)測位置最大值Fig.11 Maximum pressure at different monitoring positions

2.4 爆震熱機耦合強度以分析

1)活塞熱-機耦合邊界條件。

內燃機運行時活塞主要受到熱載荷和機械載荷作用，熱載荷使活塞形成溫度梯度，從而產(chǎn)生不同的位移形變及熱應力應變，機械載荷主要考慮活塞在燃氣爆發(fā)壓力下的載荷，本文采用熱機耦合模塊計算耦合工況下的活塞強度。

內燃機穩(wěn)定運行后，活塞溫度場基本保持不變，因此采用以對流換熱系數(shù)作為邊界的第3類熱邊界條件來計算活塞溫度場，如圖12所示。由于本文主要研究爆震初期破壞性最強的幾次反射，在該時間段內，活塞在上止點附近速度較慢，可以忽略活塞的運動，因此通過約束活塞銷孔部位來模擬活塞銷對活塞的約束力，具體方法是在活塞銷孔上施加一個法向約束，限制其軸向運動，其他方向運動自由。活塞溫度分布云圖如圖13所示，活塞頂面中心溫度最高為358 ℃，溫度由中心向邊緣逐漸降低?；钊^部沿軸向出現(xiàn)溫度分層，第1環(huán)岸與第2環(huán)岸間的溫差約為50 ℃，第2環(huán)岸與第3環(huán)岸間的溫差約為35 ℃，第3環(huán)岸與第4環(huán)岸間的溫差約為30 ℃，活塞裙部包括活塞內腔溫度為102 ℃，活塞頂部與底部溫度相差約256 ℃。

基于上述原因,本文提出了一個線性卡爾曼濾波器.該濾波器與MDS相結合來跟蹤傳感器網(wǎng)絡節(jié)點的位置,給出了一種在測量對應的成對距離時尋找節(jié)點變化位置的有效方法,并據(jù)此設計了KL濾波器,以實現(xiàn)對室內機器人在傳感器網(wǎng)絡下的精確定位.

圖12 活塞熱機耦合邊界條件Fig.12 Piston thermo-mechanical coupling boundary conditions

圖13 活塞溫度分布云圖Fig.13 Temperature contours of piston

2)活塞頂面強度。

以熱-機耦合邊界條件為基礎，將數(shù)值模擬及仿真得到的氣缸壓力施加到活塞頂面，以活塞頂面中心點為圓心生成10個同心圓環(huán)，將壓力波動曲線施加在對應圓環(huán)區(qū)域內，即可得到不同工況下活塞的應力和變形，活塞頂面11個監(jiān)測點的最大值應力和最大變形值如圖14所示。應力值由活塞頂面中心向外緣先平穩(wěn)升高然后逐漸下降，各個監(jiān)測點的應力值隨增壓強度的提升不斷增大，爆震發(fā)生時產(chǎn)生的應力值明顯高于其他工況的應力值，但變化趨勢基本不變。由圖14(b)可知，活塞在自然吸氣、一級增壓、二級增壓工況時最大變形分布趨勢基本一致，均為逐漸減小然后趨于平穩(wěn)，且變形值隨增壓強度的提升不斷增大，爆震發(fā)生時產(chǎn)生的變形值明顯高于其他工況，且變化趨勢與其他工況不同，為先減小后逐漸升高達到最大值，分析原因為爆震發(fā)生時產(chǎn)生的壓力并非均勻施加到活塞頂面，而是活塞頂面邊緣處受到的壓力最大，靠近頂面中心處壓力變小。

圖14 活塞頂面不同位置不同工況的應力值和變形值Fig.14 Stress and deformation values for different working conditions at different positions on the top of piston

3)活塞整體強度。

爆震的發(fā)生不僅對活塞頂面的應力及變形產(chǎn)生影響，而且對活塞整體產(chǎn)生影響，圖15～18為活塞在不同工況下的應力和變形云圖，將不同工況下的最大拉應力、最大壓應力、最大變形數(shù)據(jù)及發(fā)生的位置如表1所示。最大變形位置為活塞裙部底端外側。

圖15 自然吸氣工況活塞應力及變形云圖Fig.15 Stress and deformation contours of piston naturally aspirated condition

圖16 一級增壓工況活塞應力及變形云圖Fig.16 Stress and deformation contours of piston stepped boom condition

圖17 二級增壓工況活塞應力及變形云圖Fig.17 Stress and deformation contours of piston secondary boost condition

圖18 爆震工況活塞應力及變形云圖Fig.18 Stress and deformation contours of piston knocking condition

表1 不同工況下活塞熱機耦合仿真結果Table 1 Thermal-mechanical coupling simulation results of piston under different working conditions

由圖15～18所示應力位移云圖數(shù)據(jù)所示，自然吸氣、一級增壓、二級增壓3種工況下最大拉應力值逐漸增大，且均出現(xiàn)在活塞內腔頂部中心處，分析由于活塞頭部直接受到缸內壓力作用后向內凹陷導致。3種工況下最大壓應力值逐漸增大，均出現(xiàn)在活塞內腔與活塞頭部交界處，分析由于活塞頭部中心即薄弱區(qū)域向內凹陷后形成的應力集中區(qū)域。爆震工況下最大拉應力為195 MPa，出現(xiàn)在活塞銷孔與活塞內腔交界處，最大壓應力為118 MPa，出現(xiàn)在活塞環(huán)第1環(huán)的內側，活塞應力與變形變化曲線與爆震壓力波動曲線基本一致，如圖19所示。4種工況下主應力均小于活塞材料灰鑄鐵的屈服極限280 MPa。

4種工況下最大變形值逐漸增大，均出現(xiàn)在活塞裙部底端外側，分析由于該位置為活塞薄弱區(qū)域，剛度較小，受力之后容易產(chǎn)生變形。爆震工況下最大變形值為0.07 mm，沒有超過活塞與氣缸套的標準間隙0.2 mm，符合間隙要求。

綜上所述，爆震的發(fā)生一方面大幅度增大了活塞頂面各個監(jiān)測點、活塞內部的應力值和變形值，另一方面改變了活塞最大應力位置，即危險點位置發(fā)生了改變?；钊Ｐ偷膹姸确治鼋Y果顯示4種工況下活塞所受熱機耦合應力沒有超過材料的屈服極限，且變形結果沒有超過標準間隙，即滿足應用要求。

2.5 爆震波致疲勞仿真分析

爆震發(fā)生時燃燒室內產(chǎn)生強烈的爆震波，該爆震波為一種沖擊波，作用在活塞上產(chǎn)生應力與變形，沖擊波對活塞施加反復的高頻的沖擊載荷。當活塞受到多次重復沖擊載荷作用時，因累積損傷會形成裂紋萌生、擴展直至斷裂破壞，該過程為活塞受波致疲勞的基本過程，在該過程中因受到?jīng)_擊載荷作用而產(chǎn)生的應力與應變?yōu)闆_擊應力與應變。

圖19 活塞爆震時應力及變形曲線Fig.19 Deformation and stress curve of piston during knocking

本文使用nCode軟件進行疲勞壽命分析，將有限元分析的應力應變場結果導入，材料疲勞特性參數(shù)由Ansys-Workbench數(shù)據(jù)庫中導入，然后對載荷譜曲線進行峰谷值抽取，進行雨流計數(shù)，設置疲勞壽命預測方法為名義應力法，應力組合方法為SignedVonMise，應力修正方法為Doodman?；钊趬勖嬎憬Y果如圖20所示。

按照平均時速100 km/h計算，疲勞壽命云圖顯示循環(huán)次數(shù)均在4.43×107次以上，最先發(fā)生破壞的位置在活塞頂面中心、活塞內腔交界處以及第1氣環(huán)處，假設爆震每隔3個正常循環(huán)發(fā)生一次，最終計算得到發(fā)動機可連續(xù)運行249 398 km，達到規(guī)定里程22萬km。

3 結論

1)通過數(shù)值模擬的方法，得到內燃機在自然吸氣、一級增壓、二級增壓以及爆震時的缸壓曲線，得出爆震缸壓波動特征，并得到了爆震壓力測量實驗的驗證。

2)爆震沖擊波使活塞外緣的壓力急劇上升，活塞頂面外緣壓力最高，達到210 MPa，遠超燃燒室中心高壓區(qū)域的初始賦值100 MPa。

3)爆震工況下活塞最大拉、壓應力分別為195 MPa和118 MPa，較自然吸氣、一級和二級增壓工況明顯增大，同時爆震改變了活塞最大應力的位置。

4)爆震波致疲勞仿真分析顯示，爆震工況下最先發(fā)生破壞的位置為活塞頂面中心、活塞內腔交界處、第1氣環(huán)處，計算得到內燃機可以連續(xù)運行249 398 km，達到規(guī)定里程22萬km。