新聞主題	低溫下柴油機活塞燒熔復現試驗

 

摘要：活塞燒熔是指柴油機活塞頂部受到高溫燒灼形成的鑄鐵氧化物，會導致活塞與缸套之間的密封失效，并可能燒壞活塞、缸套和汽缸蓋。活塞燒熔是柴油發電機使用過程中經常會發生的嚴重問題，因此，對活塞燒熔的產生機理有較好的了解和掌握，以及必要的預防措施，如調整及控制活塞體的組織結構、改善活塞體的設計、嚴格控制溫度及選用優質的鑄造原料。對確保柴油發電機的維修質量和使用過程，具有重要的意義。

 

一、活塞燒熔原因和試驗目的

 

1、活塞燒頂的原因

      活塞的結構如圖1所示。活塞的工作環境十分惡劣，它在高溫高壓的燃氣作用下，不斷地做高速往復運動，承受著高強度的熱負荷和機械負荷。因此柴油機的機械故障也很多出現在活塞上，包括頂部燒熔、裙部異常磨損等。

      活塞燒熔是指活塞壓力過大，使活塞體在溫度升高的情況下熔化，最終發生斷裂，造成活塞失效的現象。發生活塞燒熔主要原因是由于活塞體的溫度過高，導致活塞體金屬材料降解，在達到熔點后，形成脆性斷裂，形成活塞燒熔的現象。活塞頂部燒熔后，氣缸密封性會變差，缸壓下降，會有更多的高溫氣體竄入曲軸箱，加速機油的氧化變質，最終導致柴油機的動力性和經濟性下降。活塞頂部燒熔嚴重后，活塞可能會開裂破碎，損壞缸套、連桿等零部件，甚至導致柴油機報廢。

2、活塞燒頂的程度測量

      活塞頂部燒蝕程度可用活塞頂部樣板和塞尺進行測量。測量時，將樣板置于活塞頂部，用塞尺測量樣板與頂部之間的最大間隙，使樣板繞活塞軸線運動，每轉過45°角測量一次，取其最大值t，如圖2所示。測量步驟如下：

（1）將活塞徹底清潔后，目測檢查指出燒蝕部位。

（2）在第一道活塞環槽內轉入專用測量環。

（3）將測量樣板對正活塞軸線垂直地卡在測量環上，如果活塞頂有燒蝕，則樣板與活塞頂之間將呈現間隙。

 

（4）用窄塞尺測量樣板與活塞之間的間隙，此間隙值即為燒蝕量，然后每轉動一個角度(45°)測量一次，找出最大燒蝕量。

3、模擬活塞燒頂現象的試驗

      針對某柴油機在低溫環境下工作頻繁出現活塞燒熔的問題，通過模擬低溫環境試驗復現了活塞燒熔現象。利用三維仿真手段，分析了兩種低溫環境溫度（25℃和40℃）在柴油機缸內燃燒過程的微觀差異，通過燃燒放熱過程和油氣混合過程參數曲線以及三維云圖對比分析，闡明了活塞燒熔工況缸內爆燃時油氣混合及燃燒放熱特點。仿真結果表明，柴油機在環境溫度較低時存在機械負荷和熱負荷同時增加的趨勢，低溫環境溫度由40℃降低到25℃時，最大壓升率增加35.4%，累計濕壁量增加12.7%，瞬態放熱最大值增加50.7%；噴霧撞壁后向避閥坑擴展，進入側隙，在上止點附近發生了強烈的壓力振蕩，促使壓力分層，引起局部最高燃燒壓力達到20MPa、最高燃燒溫度達到2700K的爆燃現象。

      本試驗通過設置較低的回水溫度模擬低溫環境，使柴油機在試驗中發生活塞燒熔。低溫環境特點為柴油機冷卻液溫度和進氣溫度低于正常工況時，柴油機在正常工況時冷卻液溫度基本上在90℃左右，進氣溫度由于中冷作用基本在60℃以上。某柴油機模擬低溫燒熔故障試驗結果為該柴油機在轉速1500 r/min、70%負荷工況下存在爆燃和燒熔現象，其爆燃和燒熔現象與環境溫度密切相關。當環境溫度（冷卻液溫度和進氣溫度）控制在40℃以上時，活塞未出現明顯燒熔現象；當回水溫度控制在25℃左右時，活塞出現部分燒熔現象；當回水溫度控制在15℃左右時，活塞出現活塞掉塊、嚴重拉缸的嚴重燒熔故障。

 

圖1  柴油機活塞基本構成圖

圖2  柴油機活塞頂部燒蝕測量方法

 

二、計算方案與模型

 

      計算方案以活塞燒熔復現試驗中發生燒熔現象和未發生燒熔現象的溫度作為低溫環境溫度。兩種計算方案的進氣溫度和冷卻液溫度分別為方案1（25℃）和方案2（40℃）。

1、柴油機模型

      本試驗采用一臺高比功率柴油機，缸內燃燒過程三維仿真計算采用Converge仿真分析軟件，最大網格數量在噴油初期，對噴霧發展過程進行了網格加密處理，網格單元數量達到444萬。

      仿真區間從進氣門關閉時刻到排氣門開啟時刻，最小計算時間步長為1×10^-6s，最大計算時間步長為1×10^-6s。相關模型選取為LES湍流模型，KH噴霧破碎模型，O'rourke撞壁模型，CTC燃燒模型。兩種低溫環境溫度方案初始條件和邊界條件設置見表1。

表1    兩種方案邊界條件和初始條件

2、模型驗證

      低溫環境下試驗與仿真缸壓曲線對比見圖3和圖4。從圖中可知，二者燃燒放熱缸壓突變時刻、缸壓快速上升區間以及燃燒膨脹期間都基本吻合，說明模型的選取基本合理，仿真的燃燒過程基本能夠反映試驗工況的燃燒組織情況。后續的結果分析主要以仿真結果為主。

 

圖3  柴油機試驗與仿真氣缸壓力對比（25℃）

圖4  柴油機試驗與仿真氣缸壓力對比（40℃）

 

三、燃燒過程分析

 

      首先對兩種方案的燃燒放熱參數進行對比分析；然后進行燃燒放熱過程分析，主要包括缸內壓力曲線及壓力場分布、缸內溫度曲線及溫度場分布、放熱率曲線；最后進行油氣混合過程分析，主要包括噴霧貫穿距離及油滴分布、蒸發率及燃空當量比分布、濕壁量分布。

1、燃燒放熱參數對比

      低溫環境下的燃燒放熱參數對比見表2。從表中可見，低溫環境對最大瞬態放熱率影響最大，其次為最大壓升率和累計濕壁量，其余參數差別較小。

表2     燃燒放熱參數對比見表

2、燃燒放熱過程分析

（1）缸內平均壓力及壓力場分析

      從圖5可知，兩種方案的缸壓曲線整體差別不大，方案2燃燒放熱產生的缸內壓力曲線拐點比方案1略有提前，最高燃燒壓力比方案1略低，在缸壓上升和燃燒膨脹階段缸壓曲線基本一致。方案1最高燃燒壓力為11.4 MPa，方案2為11.2 MPa，方案1最大壓升率為6.5 MPa/C°），方案2為4.8 MPa/C°），說明兩種方案從缸內平均壓力看整體差別不大，細微差別通過以下微觀壓力場進行分析。

      圖5示出兩種方案燃燒室壓力場對比。上止點前6°為開始燃燒階段，由于方案1燃燒始點比方案2滯后約1°，方案1只有局部零星燃燒產生局部較高壓力，而方案2已經多點燃燒，壓力場整體相對較高。上止點前4°為噴油結束時刻，方案1側隙和活塞頂面交接處出現一處壓力高達20 MPa的區域，而方案2沒有高壓力區域，說明方案1中在狹窄空間出現了壓力積聚。上止點前2°時為壓力分層階段，方案1側隙和避閥坑附近出現三處壓力高達20 MPa的區域，同時側隙和避閥坑處也出現了兩處壓力低于10 MPa的區域，而方案2基本都處于12 MPa，說明方案1中在狹窄空間出現了壓力積聚和壓力衰減，分別對應壓力振蕩中的波峰和波谷，缸內空間存在明顯的壓力分層。上止點時刻兩種方案大部分壓力場處于12 MPa，但方案1側隙和避閥坑附近仍有兩處壓力高達17MPa的區域，而方案2沒有高壓區域。綜上所述，方案1在上止點附近避閥坑和側隙存在較多的可燃油氣，引起局部劇烈燃燒形成壓力振蕩，促使壓力分層，但伴隨振蕩強度的迅速衰減，壓力分布逐漸均勻。這與趙明等利用高速攝影在光學柴油機上研究柴油爆震過程的結果類似——爆震源于末端混合氣的自燃，極其惡劣的循環出現了沖擊波。

（2）缸內平均溫度及溫度場分析

      從圖6缸內平均溫度曲線對比可知，方案2缸內平均溫度整體稍高于方案1。在上止點前7°左右，方案2缸內平均溫度曲線開始快速上升，并且溫度曲線拐點比方案1稍微提前，缸內平均溫度最大值二者基本相同，均在2000K左右。兩種方案缸內溫度場對比如下：

① 方案1溫度分布情況如下：

      燃燒始點在上止點前6°時，燃燒室內只有零星燃燒產生的局部較高溫度場，避閥坑、活塞頂以及側隙溫度場處于600 K左右未燃燒狀態的低溫區域；在上止點前4°噴油結束時，燃燒室內大部分燃氣開始燃燒，燃燒室溫度分布不均勻，中間部分有明顯低溫區域，避閥坑、活塞頂以及側隙局部溫度較高；在上止點前2°為出現壓力分層階段，由于噴霧碰壁后擴展到避閥坑及側隙，避閥坑、活塞頂以及側隙形成局部易燃混合區，燃燒后溫度高達2400 K，壓力接近20 MPa；上止點時，燃燒室頂面以及側隙局部溫度大部分在1800 K，避閥坑部分區域溫度高達2400K。

② 方案2溫度分布情況如下：

      燃燒始點相對靠前，在上止點前6°時，噴霧前端基本都已燃燒，燃燒室內溫度較高，溫度分布不均勻，避閥坑、活塞頂以及側隙局部已有2000 K以上高溫區域；在上止點前4°噴油結束時，燃燒室內溫度分布較為均勻，中間部分處于高溫區域，避閥坑、活塞頂以及側隙溫度與燃燒開始階段基本一致；上止點前2°時，燃燒室中間部位溫度較高，但避閥坑、活塞頂以及側隙溫度較低；上止點時，燃燒室中間部位溫度較高，但避閥坑、活塞頂以及側隙溫度較低。說明方案1由于燃燒始點滯后，噴霧碰壁后擴展到避閥坑及側隙，發生了局部劇烈燃燒，導致避閥坑及凸臺環岸處于高溫區域時間較長，這與燒熔活塞故障區域統計結果一致；而方案2由于燃燒始點靠前，噴霧碰壁后在擴展到避閥坑及側隙前就已蒸發汽化發生燃燒。

 

圖5  柴油機氣缸壓力對比曲線

圖6  柴油機氣缸溫度對比曲線

 

（3）放熱規律差異分析

      由圖7瞬態放熱率曲線對比可知，兩種方案在上止點時刻主要放熱基本結束，放熱規律整體表現為預混燃燒作為主導的預混擴散燃燒形式。溫度由方案2的40℃降低到方案1的25℃時，燃燒放熱始點推后約2°，相應地，滯燃期較長，預混燃燒占比增加，放熱峰值增加，瞬態放熱最大值由3757J/（°）升高到5663J/（°），瞬態放熱最大值對應角度推后了1.3°（靠近上止點）。這與最大壓升率變化相一致。

      圖8示出兩種方案累計放熱量曲線對比。由圖6可見，兩種方案累計放熱量基本相同，主要差別為上止點前方案2累計放熱量較多，但上升幅度較緩，上止點到40°階段，方案1累計放熱量較多，40°后二者累計放熱量基本一致。

      綜上所述，兩種方案缸內平均壓力、缸內平均溫度相近，最大壓升率和放熱峰值存在明顯差異。而局部微觀壓力場、溫度場差別較大。二者的差異存在與預混放熱階段混合氣的形成過程關系密切，以下分析油氣混合過程中的差異。

 

圖7  柴油機瞬態放熱率對比

圖8  柴油機累計放熱量對比

 

3、油氣混合過程對比

（1）噴霧貫穿距離及燃油液滴分布

      從圖9兩種方案噴霧貫穿距離曲線對比可知，二者噴霧過程開始階段一樣，在上止點前12°附近噴霧貫穿距離達到最大，此時油束撞壁。到上止點前6°附近，方案2由于壁面溫度和缸內氣體溫度相對較高，油束蒸發汽化開始燃燒，噴霧貫穿距離快速減小，而方案1由于缸內氣體溫度和壁面溫度較低，油束蒸發汽化和開始燃燒相對靠后。

（2）蒸發率與油氣混合

      圖10示出燃油蒸發率曲線對比，蒸發率是氣態的燃油質量與總燃油質量的比值，主要反映可燃氣體的數量。主要分析區間為從開始噴油到開始燃燒階段，上止點前22°開始噴油，上止點前18°燃油開始明顯蒸發汽化，之后直到上止點前7°左右為蒸發率快速上升期，在這期間方案2的蒸發率一直高于方案1，說明方案2由于缸內氣溫稍高有助于燃油蒸發汽化，因此燃燒始點靠前；上止點前7°到上止點前4°階段，兩種方案蒸發率基本一樣，主要是方案2在上止點前7°蒸發率出現拐點上升率有所放緩，而方案1直到上止點前5.5°左右蒸發率才出現拐點，上升率放緩；在上止點前4°到上止點階段，方案2的蒸發率高于方案1，說明噴霧結束后全面燃燒，蒸發率主要取決于液滴附近的氣體溫度。

 

圖9  柴油機噴霧貫穿距離對比

圖10  柴油機燃油蒸發率對比

 

 

（3）燃燒室濕壁量

      從圖11燃燒室濕壁量曲線對比可知，上止點前12°左右噴霧開始碰壁后燃燒室濕壁量快速增加，在燃燒始點時達到最大值，方案2在上止點前7°左右，方案1在上止點前6°左右；隨著蒸發混合和局部燃燒開始，缸內溫度上升使蒸發汽化量增加，濕壁量逐漸降低。方案2由于缸內溫度和壁面溫度較高，燃燒始點相對較早，蒸發汽化量較多，濕壁量相比方案1較少。隨低溫環境溫度由40℃降到25℃，累計濕壁量由63.6 mg上升到71.7 mg，增幅為12.7%。這是由于燃燒始點缸內平均溫度的差異造成的，說明油氣混合主要取決于濕壁量和油膜蒸發速率。

      綜上，噴霧撞壁后油氣混合過程中的差異取決于燃燒始點的缸內溫度和油膜蒸發速率（工作結構圖如圖12所示）。低溫環境下油氣混合過程中存在明顯油束撞壁后向避閥坑和側隙擴展現象，溫度較低時上止點附近避閥坑可燃油氣較多。

 

圖11  柴油機燃燒室濕壁量對比曲線

圖12  柴油機氣缸工作及燃燒室位置圖

 

四、結論

 

（1）低溫環境溫度由40℃降低到25℃時，缸壓和缸溫曲線相近，壓升率和放熱率相差較大，最大壓升率增幅為35.4%，累計濕壁量增幅為12.7%，瞬態放熱率最大值增幅為50.7%，說明環境溫度降低時存在機械負荷和熱負荷同時增加的趨勢；

（2）環境溫度較低時，噴霧過程容易出現撞壁后向避閥坑擴展進入側隙，在上止點附近發生了強烈的壓力振蕩，促使壓力分層，局部最高燃燒壓力達到約20MPa，最高燃燒溫度達到2700K;

（3）低溫環境下噴霧撞壁后濕壁量增加、滯燃期增長，導致急劇燃燒、瞬態放熱量劇增的爆燃現象，附壁燃燒和局部急劇燃燒形成高溫高壓是造成活塞發生燒熔現象的主要因素。

 

總結：

      實際柴油機試驗中爆燃現象只能通過采集缸壓數據進行分析推斷，無法有效展現此工況下噴霧發展變化和燃燒發展過程。而揭示發生爆燃現象時的油氣混合及燃燒發展變化必須通過燃燒過程三維仿真手段實現。本研究在低溫環境活塞燒熔復現試驗結果的基礎上，進行燃燒過程三維分析，以試驗實測缸壓曲線對模型參數進行標定，然后分析活塞燒熔與未燒熔兩種燃燒過程之間的微觀差異，進而闡明低溫環境下油氣混合和燃燒放熱的特點。

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