活塞熱疲勞分析

1、柴油機設(shè)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(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，呼和浩特014()10;3.渤海船舶職業(yè)技術(shù)學(xué)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(jié)構(gòu)耦合單元，對模型網(wǎng)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(yīng)力場 和變形。

2、計算結(jié)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(jié) 構(gòu)改進和優(yōu)化提供了依據(jù)“關(guān)鍵詞：活塞熱應(yīng)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(yīng)力可能比燃氣爆發(fā)壓力造成的機械應(yīng)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(yīng)力和熱變形過大，就會造 成發(fā)動機不能正常運轉(zhuǎn)，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(yīng)力是活塞

3、總應(yīng)力 的主要來源，熱膨脹變形在活塞總變形中占絕對主 導(dǎo)地位，而機械負荷的作用僅使活塞邊緣向內(nèi)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(shè)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(yīng)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(dǎo)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(shè)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(shè)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(jié)構(gòu)CAE分析及設(shè)計方法。(11) - 11 -PiWE和ANSYS軟件的接口導(dǎo)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(chǎn)生剛 體位移，也沒有引入附加載荷，是合理的。4.1活塞熱應(yīng)力與熱變形的計算結(jié)果分析在溫度場的基礎(chǔ)上進行的有限元熱應(yīng)力分析結(jié) 果如圖3和圖4所示。AN烈應(yīng)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(yīng)力和熱變 形進行分析?；钊臒釕?yīng)力與熱變形的有限元分析 實質(zhì)上是活塞溫度場和活塞結(jié)構(gòu)的一種熱結(jié)構(gòu)耦合 分析，它是在活塞溫度場分析的基礎(chǔ)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(yīng)力LiI戶 .熱應(yīng)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(yīng)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(yīng)力場本研究采用有限元間接

11、法進行熱應(yīng)力分析，因 此熱應(yīng)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(yīng)力計算時，先進行溫度場計算. 然后轉(zhuǎn)換溫度單元solid87到結(jié)構(gòu)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?；钊募s束：將活塞一邊銷座中心上方內(nèi)側(cè)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(nèi)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(yīng)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(yīng)力不高，最髙熱 應(yīng)力為59.6 MPa,出現(xiàn)在排氣一側(cè)的回油孔頂部。 銷座外側(cè)銷孔正上方第3環(huán)岸處熱應(yīng)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(yīng)力集 中。(2) 活塞內(nèi)腔頂部熱應(yīng)力較高，計算結(jié)果顯示 活塞內(nèi)腔頂部最大熱應(yīng)力為43.9 MPa。因此造成內(nèi) 腔頂部中心溫度高、溫差大、熱應(yīng)力集中。(3) 燃燒室進氣側(cè)旁部分底圈出現(xiàn)熱應(yīng)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(chǎn)生；燃燒室周面排氣口側(cè)岀現(xiàn)應(yīng)力集 中，達到38.6 MPa;活塞其他部位，熱應(yīng)力不高, 基本都在30 MPa以下；活塞銷座和裙部的應(yīng)力

13、較 小，基本都在18 MPa以下。圖5是熱負荷下的第一主應(yīng)力場。由圖可以看 出，在熱負荷下，活塞最大拉應(yīng)力為68.9 MPa,岀 現(xiàn)在刮油槽妁回油孔處；拉應(yīng)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(cè)上緣也比較 大，其余地方都不大。最大壓主應(yīng)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(nèi)側(cè)上緣最大壓主應(yīng)力為10 MPa,其余地 方應(yīng)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(yīng)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(cè)，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?；钊?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(shè)計側(cè)隙。活塞中間裙部和 銷座變形量較小，在0.18 mm以下；內(nèi)腔頂部中心 變形量最小，在0.087 mm以下。活塞裙部下端變 形量較大，達到0.23 mm,是由于活塞結(jié)構(gòu)和膨脹 雙重影響的結(jié)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(chǎn)生的。熱疲勞源于材料內(nèi)部為抵消物

16、體熱膨脹和 收縮之差而產(chǎn)生的循環(huán)熱應(yīng)變，而且材料的延性與 熱應(yīng)力強度密切相關(guān)。由于材料的延性存在，當熱 應(yīng)力超過了材料本身的屈服點，即使尖峰應(yīng)力值趙 過屈服點好幾倍，在局部區(qū)域產(chǎn)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(yīng)力超過屈服點太大時就要 產(chǎn)生局部的殘余變形，反復(fù)循環(huán)產(chǎn)生的熱疲勞最終 將導(dǎo)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(jié)為預(yù)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(yīng)于 發(fā)動機在反復(fù)變換工況運轉(zhuǎn)的過程中各受熱件內(nèi)部 溫度的反復(fù)變化，以及由于各受熱件內(nèi)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(yīng)于發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中因缸內(nèi)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(nèi)燃 機的可靠性和耐久性出發(fā)，穩(wěn)定熱負荷是設(shè)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(yīng)力，這種熱應(yīng)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(yīng)力，而且活塞熱應(yīng)力的反復(fù) 變化在持續(xù)一段比較長

18、的時間后會導(dǎo)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(jīng)常作變工況運行。因此, 設(shè)計人員在考慮穩(wěn)定熱負荷的同時，還應(yīng)關(guān)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(nèi)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(guān)系 即一個循環(huán)的塑性應(yīng)變與達到破壞重復(fù)次數(shù)的關(guān) 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(xué)術(shù)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(yīng)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(chǎn)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(cè)，達到0.328 mm；活塞溫度主要集中在頭部位 置?，F(xiàn)選取幾何變形比較大的區(qū)域點進行計算，結(jié) 果如表1所示。從表1可以看出在柴油機經(jīng)歷起動-運行-停 車的循環(huán)次數(shù)最少大約是1.12 x 10 結(jié)

20、論(1)計算結(jié)果表明，在標定工況下，活塞最大 von Mises熱應(yīng)力為68.4 MPa,出現(xiàn)在排氣一側(cè)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(guān)鍵點的熱疲勞壽命關(guān)鍵點位置應(yīng)變/mm循環(huán)次數(shù)N活塞頂面排氣側(cè)邊緣0.327 961.12X106活塞頂面進氣側(cè)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(cè))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(nèi)腔頂部中央0.067 2226.65 x 106活塞銷座內(nèi)側(cè)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(cè)?；钊幕赜涂?、活塞內(nèi)腔頂 部中心、銷座外側(cè)銷孔正上方和燃燒室進氣側(cè)旁底 圈部分地方岀現(xiàn)不同程度的熱應(yīng)力集中現(xiàn)象，這些 地方在設(shè)計活塞時也要重點考慮。(2)計算結(jié)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(jīng)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(nèi)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(nèi)燃機學(xué)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(shè)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(xué),2005:1-8.5 Rodriguez