活塞熱疲勞分析

1、柴油機設計與制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(總第142期)doi： 10.3969/j.issn. 1671 -0614.2013.01.003活塞熱疲勞分析謝琰 引言席明智S劉曉麗3(1 長安汽車動力研究院，重慶400021;2.內蒙古工業(yè)大學能源與動力工程學院，呼和浩特014()10;3.渤海船舶職業(yè)技術學院，葫蘆島市125000)摘要 用Pro/E建立活塞幾何模型，在ANSYS單元庫里選取熱結構耦合單元，對模型網格 進行優(yōu)化，并對活塞溫度場進行標定，然后進行熱機耦合分析計算，得到活塞溫度場、熱應力場 和變形。

2、計算結果表明，在低頻熱疲勞下，活塞循環(huán)次數(shù)最少約是1 120000次，這為活塞的結 構改進和優(yōu)化提供了依據(jù)“關鍵詞：活塞熱應力熱變形熱疲勞Analysis of Piston Thermal FatigueXie Yan Xi Mingzhi某些情況下，在發(fā)動機的受熱零部件中，活塞 的熱應力可能比燃氣爆發(fā)壓力造成的機械應力要大 好幾倍。隨著活塞溫度的提高，對于鋁合金活塞, 當溫度達到300Y：吋；材料的抗拉強度會下降 22%,當超過350弋時，則抗拉強度將下降到原來 的一半。如果活塞的熱應力和熱變形過大，就會造 成發(fā)動機不能正常運轉，所以活塞的熱負荷仍然是 一個不容忽視的問題叭由于熱應力是活塞

3、總應力 的主要來源，熱膨脹變形在活塞總變形中占絕對主 導地位，而機械負荷的作用僅使活塞邊緣向內彎 曲、抵消邊緣向外的熱膨脹變形，貢獻很小叫因 此，針對活塞進行熱疲勞分析, Liu Xiaoli為了取得梢確的縮口四角3燃燒室活塞的熱(l.CHANGAN Automotive Motor Engine R&D Institute, Chongqing400021 China;2 Sch(x)l of Energy and Power Engineering, Inner Mongolia University of Technology, Hohhot010051. China;3. Bo

4、hai Shipbuilding Vocational College Huludao 125000, China)Abstract： A 3-D model of piston was built with Pro/E and thermal structure couple unit was obtained from ANSYS unit base. Hien optimization of model mess and calibration of piston thermal field were made. Thermal couple analysis was carried o

5、ut and piston thermal field, thermal stress and thermal deformation were obtained. The analysis result shows that the number of piston life circulation is 1 120 000 at least under low frequent latigue, which provides a base for the improvement and optimization of piston structureKey words: piston, t

6、hermal stress, thermal deformation, thermal fatigue(11) - 11 -柴油機設計與制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(總第142期)負荷狀況，首先嚴格按照圖紙建立活塞幾何模型, 對所建活寒模型溫度場與實測特征點進行了溫度值 的對標，繪終通過ANSYS軟件計算得到活塞的熱 應力和熱變形，分析低頻熱疲勞下活塞的壽命。2 活塞材料參數(shù)和模型建立ZH1105W型柴油機縮口四角O)燃燒室活塞采 用硅鋁合金材料ZL109G,英常溫下的彈性模量 £=7 100 MPa,

7、泊松比尸0.31,導熱系數(shù)A=124 W/ (m2 K).比熱 c= 902 J/(kg K),密度 p= 2 700 kg/m 20300T時的材料線形膨脹系數(shù)0=20.96 x 10%/弋，材料的抗拉強度”f268.2 MP,抗壓強度 (r=260.7 MPo活塞模型的建立，首先采用Pro/E軟件建立活 塞的三維幾何模型，并且把所建立的活塞模型通過(11) - 11 -柴油機設計與制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(總第142期)(11) - 11 -柴油機設計與制造Design & Manufacture

8、 of Diesel Engine2013年第1期第19卷(總第142期)來稿日期：2012-09-26作者簡介：謝斑1979-),男，碩士，主要研究方向為動力機械結構CAE分析及設計方法。(11) - 11 -PiWE和ANSYS軟件的接口導入到ANSYS中，從 而得到活塞在ANSYS中的幾何模型，然后進行活 塞模型的后續(xù)處理工作，圖1是活塞幾何模型。圖1活塞三維實體幾何模型穩(wěn)態(tài)計算。計算表明，這樣的約束不使活塞產生剛 體位移，也沒有引入附加載荷，是合理的。4.1活塞熱應力與熱變形的計算結果分析在溫度場的基礎上進行的有限元熱應力分析結 果如圖3和圖4所示。AN烈應力/丘»EQV(A

9、VG)SMN >909753MX =.684B<0890975768E*07 .153E»0B.229B*0S.304E»08.360B*08.4S6B*08 S33B*OO608E<08684E*08口3 活塞溫度場由于活塞在標定工況下熱負荷最為嚴重，因 此，本研究選擇在標定工況下對活塞熱應力和熱變 形進行分析?；钊臒釕εc熱變形的有限元分析 實質上是活塞溫度場和活塞結構的一種熱結構耦合 分析，它是在活塞溫度場分析的基礎上進行的。因 此活塞溫度場對低頻熱疲勞有著決定性的影響。該 活塞的溫度場分析，最高溫度為311乞，分布在活 塞燃燒室喉口，最低溫度為1

10、20T,分布在活塞裙 部下端。溫度從上到下呈下降趨勢，活塞溫度分布 趨勢合理叫如圖2所示。圖3標定工況下活塞von Mises熱應力LiI戶 .熱應力/Pa3KQV (AV9)3MN = 24770208SXX S96E24770 200B.2M 匚3兀I：.464B .53OBS96E圖4熱負荷下活塞截面von Mises熱應力0*>3KN *119.5$13XX «310.<72圖2活塞溫度場TBMP呂140.161.978183.191204.455225.728289.439310.672119.551246.972268.20S4 活塞應力場本研究采用有限元間接

11、法進行熱應力分析，因 此熱應力分析所用的活塞模型必須是溫度場分析用 的模型。在進行熱應力計算時，先進行溫度場計算. 然后轉換溫度單元solid87到結構單元solid 187；活 塞載荷直接從溫度場以體載荷的方式讀入，并對活 塞進行約束，然后開始求解計算。活塞的約束：將活塞一邊銷座中心上方內側點 的八z兩個方向約束，將另一邊銷座同一位置點 的y, z兩個方向約束，將活塞內腔上面中心點的 X, Z兩個方向約束。其中，尤軸與銷座孔軸線平 行，y軸是活塞中心軸線。該約束對標定工況進行圖3和圖4分別是活塞在標定工況下von Mises熱 應力整體圖和截面圖，從圖中可以看出：(1) 標定工況下活塞總體熱

12、應力不高，最髙熱 應力為59.6 MPa,出現(xiàn)在排氣一側的回油孔頂部。 銷座外側銷孔正上方第3環(huán)岸處熱應力也較大，達 到42MPa.,主要原因是，該處有明顯的尖角和棱 角，使得熱流傳遞過程中熱阻增大，岀現(xiàn)熱應力集 中。(2) 活塞內腔頂部熱應力較高，計算結果顯示 活塞內腔頂部最大熱應力為43.9 MPa。因此造成內 腔頂部中心溫度高、溫差大、熱應力集中。(3) 燃燒室進氣側旁部分底圈出現(xiàn)熱應力集 中，達到46.2 MPa,這是因為低溫進氣與高溫燃氣 交接碰撞而產生；燃燒室周面排氣口側岀現(xiàn)應力集 中，達到38.6 MPa;活塞其他部位，熱應力不高, 基本都在30 MPa以下；活塞銷座和裙部的應力

13、較 小，基本都在18 MPa以下。圖5是熱負荷下的第一主應力場。由圖可以看 出，在熱負荷下，活塞最大拉應力為68.9 MPa,岀 現(xiàn)在刮油槽妁回油孔處；拉應力主要分布在活塞頭 部邊緣和環(huán)槽環(huán)岸處，活塞銷座外側上緣也比較 大，其余地方都不大。最大壓主應力岀現(xiàn)在油環(huán)槽(12)AN的回油孔處，達到10.3 MPao其中燃燒室底圈和活 塞銷座內側上緣最大壓主應力為10 MPa,其余地 方應力不高。91(AVG>3MN *-.1038*00W<X «.689B»09-.X09B*08 -.14et*O7 .732t>07 .16XB»08 .2491*08

14、 33九38 .425B»08 .S13K*OB .601B»08 .669(*08圖5熱負荷下活塞整體的第一主應力場4.2活塞熱變形分析圖6是活塞在溫度載荷下放大50倍的熱變形 圖。從圖中可看岀：活塞最大熱變形量出現(xiàn)在活塞 頂面邊緣排氣口側，達到0.328 mm。主要原因是 排氣溫度比較奇，熱輻射能力強，氣流速度較高， 對流換熱加劇，致使這部分溫度很高，變形量大。 活塞頂面邊緣以及整個活塞頭部的變形量都比較 大，燃燒室底圈和凸臺的變形量不大。活塞第1環(huán) 槽最大變形量達到0.25 mm,主要是沿著活塞半徑 方向膨脹；活塞第1環(huán)槽軸向變形量最大為0.07 mm,沒有超出活塞環(huán)

15、設計側隙?；钊虚g裙部和 銷座變形量較小，在0.18 mm以下；內腔頂部中心 變形量最小，在0.087 mm以下?；钊共肯露俗?形量較大，達到0.23 mm,是由于活塞結構和膨脹 雙重影響的結果?；钊麄€變形呈兩頭大中間小的 趨勢.熱測/mUSUM (AVGSMN >.6721-04SMX «.326B-03672B-04962B-0412SB-03154B-03183B-03212B-03241E-03270B-03299E-03328B-03圖6熱負荷下放大5（）倍的活塞熱變形5 活塞的低頻熱疲勞熱疲勞是由高溫燃氣周期性變化的溫度作用下 產生的。熱疲勞源于材料內部為抵消物

16、體熱膨脹和 收縮之差而產生的循環(huán)熱應變，而且材料的延性與 熱應力強度密切相關。由于材料的延性存在，當熱 應力超過了材料本身的屈服點，即使尖峰應力值趙 過屈服點好幾倍，在局部區(qū)域產生的塑性變形也不 會立刻破壞材料，而在周邊環(huán)境的影響下仍能壓回 或拉回到原狀，但當熱應力超過屈服點太大時就要 產生局部的殘余變形，反復循環(huán)產生的熱疲勞最終 將導致材料的破壞3）。柴油機在起動-運行-停 車的過程中造成的損傷最為嚴重。強度分析可以歸 結為預測熱疲勞壽命7。發(fā)動機的熱負荷基本分為穩(wěn)定熱負荷、低頻熱 負荷和高頻熱負荷三類。穩(wěn)定熱負荷對應于發(fā)動機 在穩(wěn)定丁況運行時各受熱件除受熱表層以外絕大部 分結構所處的溫度狀

17、況，即本文前面分析過的穩(wěn)態(tài) 溫度場屬于穩(wěn)定熱負荷的范疇；低頻熱負荷對應于 發(fā)動機在反復變換工況運轉的過程中各受熱件內部 溫度的反復變化，以及由于各受熱件內部的溫度變 化滯后所造成的短時間改變的溫度分布狀況；高頻 熱負荷對應于發(fā)動機運轉過程中因缸內燃氣溫度周 期變化所造成的受熱件表層溫度循環(huán)波動。從內燃 機的可靠性和耐久性出發(fā)，穩(wěn)定熱負荷是設計者主 要考慮的問題；高頻熱負荷可能引起附加的高頻循 環(huán)熱應力，這種熱應力只在活塞表層，一般情況其 數(shù)值較小，可以不作專門考慮；低頻熱負荷加大了 活塞穩(wěn)定熱負荷造成的高溫和溫差，因而引起了附 加增大的熱變形和熱應力，而且活塞熱應力的反復 變化在持續(xù)一段比較長

18、的時間后會導致活塞材料的 熱疲勞損壞。柴油機在起動-運行-停車的過程 中負荷通常并不高，但經常作變工況運行。因此, 設計人員在考慮穩(wěn)定熱負荷的同時，還應關注低頻 熱負荷是十分必要的"I,國外也將低頻熱疲勞作為 內燃機性能指標之一 PM。研究熱疲勞強度時要考慮一個非常重要的關系 即一個循環(huán)的塑性應變與達到破壞重復次數(shù)的關 系。目前針對低頻熱疲勞的壽命估算還沒有一個統(tǒng) 一的方法，但在工程和學術界中一般采用曼森和科 芬提岀的方法：即高溫疲勞和蠕變交互作用的過程 是消耗材料塑性的過程，當材料的塑性耗竭時就發(fā) 生破壞I叫笫忙CC = - = -lnf1 2 2 lip 丿式中，c一標志材料塑性

19、大小的量；£p-循環(huán)塑性應變范圍（全振幅）;一斷裂循環(huán)數(shù)；ef靜拉伸斷裂延性；a-常數(shù)，1/2;-靜拉伸斷裂頸縮率。(13) - 13 -對于活塞低頻熱疲勞的分析，本文取活塞材料 ZL109G的材料頸縮率卩=50%,代入公式(1),得 到標志材料舉性大小的最為C =0.347。則計算低頻 熱疲勞公式簡化為圖6是活塞僅在溫度載荷下產生的熱變形。由 圖可知，活塞熱變形最大出現(xiàn)在活塞頂面排氣口 側，達到0.328 mm；活塞溫度主要集中在頭部位 置。現(xiàn)選取幾何變形比較大的區(qū)域點進行計算，結 果如表1所示。從表1可以看出在柴油機經歷起動-運行-停 車的循環(huán)次數(shù)最少大約是1.12 x 10 結

20、論(1)計算結果表明，在標定工況下，活塞最大 von Mises熱應力為68.4 MPa,出現(xiàn)在排氣一側的次，這對 1105W型柴油機的低頻熱疲勞壽命是非常足夠的。表1活塞關鍵點的熱疲勞壽命關鍵點位置應變/mm循環(huán)次數(shù)N活塞頂面排氣側邊緣0.327 961.12X106活塞頂面進氣側邊緣0.305 921.29x 106燃燒室喉口0.255 661.84 x 106燃燒室凸臺0.167 664.28 x 106第1環(huán)槽(排氣厠)0.250 421.92X106第1環(huán)岸(排氣館)0.235 212.18 x 106第2環(huán)槽(排氣剛)0.216 722.56 x 106第2環(huán)岸(排氣側)0.206

21、 112.83 x 106活塞裙部(中間)0.172 184.06 x 106活塞裙部下緣0.229 612.28 xlO6活塞內腔頂部中央0.067 2226.65 x 106活塞銷座內側上緣0.097 62212.63 X106回油孔頂部；最大熱變形為0.328 mm,出現(xiàn)在活 塞頂面邊緣排氣口側?；钊幕赜涂?、活塞內腔頂 部中心、銷座外側銷孔正上方和燃燒室進氣側旁底 圈部分地方岀現(xiàn)不同程度的熱應力集中現(xiàn)象，這些 地方在設計活塞時也要重點考慮。(2)計算結果還表明，該柴油機活塞進行低頻 熱疲勞分析，得出柴油機經歷起動-運行停車 循環(huán)的最危險點的低頻熱疲勞壽命是1.12 x 13次, 這對柴油機來說壽命足夠。參考文獻1肖永寧等.內燃機熱負荷和熱強度M.北京:機 械工業(yè)出版社,1988.2馮立巖，高希彥，夏惠民等.8E160柴油機活塞組 熱負荷及機械負荷匍合分析J.內燃機學報， 2002,20(5):441-446.3謝琰,席明智，劉曉麗.基于ANSYS的活塞溫度 場數(shù)值模擬研究J 柴油機設計與制造,2009(4).4雷基林.增壓柴油機活塞三維有限元分析及溫度 場試驗研究D.昆明：昆明理工大學,2005:1-8.5 Rodriguez