活塞热疲劳分析

1、柴油机设计与制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(总第142期)doi： 10.3969/j.issn. 1671 -0614.2013.01.003活塞热疲劳分析谢琰 引言席明智S刘晓丽3(1 长安汽车动力研究院，重庆400021;2.内蒙古工业大学能源与动力工程学院，呼和浩特014()10;3.渤海船舶职业技术学院，葫芦岛市125000)摘要 用Pro/E建立活塞几何模型，在ANSYS单元库里选取热结构耦合单元，对模型网格 进行优化，并对活塞温度场进行标定，然后进行热机耦合分析计算，得到活塞温度场、热应力场 和变形。

2、计算结果表明，在低频热疲劳下，活塞循环次数最少约是1 120000次，这为活塞的结 构改进和优化提供了依据“关键词：活塞热应力热变形热疲劳Analysis of Piston Thermal FatigueXie Yan Xi Mingzhi某些情况下，在发动机的受热零部件中，活塞 的热应力可能比燃气爆发压力造成的机械应力要大 好几倍。随着活塞温度的提高，对于铝合金活塞, 当温度达到300Y：吋；材料的抗拉强度会下降 22%,当超过350弋时，则抗拉强度将下降到原来 的一半。如果活塞的热应力和热变形过大，就会造 成发动机不能正常运转，所以活塞的热负荷仍然是 一个不容忽视的问题叭由于热应力是活塞

3、总应力 的主要来源，热膨胀变形在活塞总变形中占绝对主 导地位，而机械负荷的作用仅使活塞边缘向内弯 曲、抵消边缘向外的热膨胀变形，贡献很小叫因 此，针对活塞进行热疲劳分析, Liu Xiaoli为了取得梢确的缩口四角3燃烧室活塞的热(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 -柴油机设计与制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(总第142期)负荷状况，首先严格按照图纸建立活塞几何模型, 对所建活寒模型温度场与实测特征点进行了温度值 的对标，绘终通过ANSYS软件计算得到活塞的热 应力和热变形，分析低频热疲劳下活塞的寿命。2 活塞材料参数和模型建立ZH1105W型柴油机缩口四角O)燃烧室活塞采 用硅铝合金材料ZL109G,英常温下的弹性模量 £=7 100 MPa,

7、泊松比尸0.31,导热系数A=124 W/ (m2 K).比热 c= 902 J/(kg K),密度 p= 2 700 kg/m 20300T时的材料线形膨胀系数0=20.96 x 10%/弋，材料的抗拉强度”f268.2 MP,抗压强度 (r=260.7 MPo活塞模型的建立，首先采用Pro/E软件建立活 塞的三维几何模型，并且把所建立的活塞模型通过(11) - 11 -柴油机设计与制造Design & Manufacture of Diesel Engine2013年第1期第19卷(总第142期)(11) - 11 -柴油机设计与制造Design & Manufacture

8、 of Diesel Engine2013年第1期第19卷(总第142期)来稿日期：2012-09-26作者简介：谢斑1979-),男，硕士，主要研究方向为动力机械结构CAE分析及设计方法。(11) - 11 -PiWE和ANSYS软件的接口导入到ANSYS中，从 而得到活塞在ANSYS中的几何模型，然后进行活 塞模型的后续处理工作，图1是活塞几何模型。图1活塞三维实体几何模型稳态计算。计算表明，这样的约束不使活塞产生刚 体位移，也没有引入附加载荷，是合理的。4.1活塞热应力与热变形的计算结果分析在温度场的基础上进行的有限元热应力分析结 果如图3和图4所示。AN烈应力/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 活塞温度场由于活塞在标定工况下热负荷最为严重，因 此，本研究选择在标定工况下对活塞热应力和热变 形进行分析。活塞的热应力与热变形的有限元分析 实质上是活塞温度场和活塞结构的一种热结构耦合 分析，它是在活塞温度场分析的基础上进行的。因 此活塞温度场对低频热疲劳有着决定性的影响。该 活塞的温度场分析，最高温度为311乞，分布在活 塞燃烧室喉口，最低温度为1

10、20T,分布在活塞裙 部下端。温度从上到下呈下降趋势，活塞温度分布 趋势合理叫如图2所示。图3标定工况下活塞von Mises热应力LiI戶 .热应力/Pa3KQV (AV9)3MN = 24770208SXX S96E24770 200B.2M 匚3兀I：.464B .53OBS96E图4热负荷下活塞截面von Mises热应力0*>3KN *119.5$13XX «310.<72图2活塞温度场TBMP吕140.161.978183.191204.455225.728289.439310.672119.551246.972268.20S4 活塞应力场本研究采用有限元间接

11、法进行热应力分析，因 此热应力分析所用的活塞模型必须是温度场分析用 的模型。在进行热应力计算时，先进行温度场计算. 然后转换温度单元solid87到结构单元solid 187；活 塞载荷直接从温度场以体载荷的方式读入，并对活 塞进行约束，然后开始求解计算。活塞的约束：将活塞一边销座中心上方内侧点 的八z两个方向约束，将另一边销座同一位置点 的y, z两个方向约束，将活塞内腔上面中心点的 X, Z两个方向约束。其中，尤轴与销座孔轴线平 行，y轴是活塞中心轴线。该约束对标定工况进行图3和图4分别是活塞在标定工况下von Mises热 应力整体图和截面图，从图中可以看出：(1) 标定工况下活塞总体热

12、应力不高，最髙热 应力为59.6 MPa,出现在排气一侧的回油孔顶部。 销座外侧销孔正上方第3环岸处热应力也较大，达 到42MPa.,主要原因是，该处有明显的尖角和棱 角，使得热流传递过程中热阻增大，岀现热应力集 中。(2) 活塞内腔顶部热应力较高，计算结果显示 活塞内腔顶部最大热应力为43.9 MPa。因此造成内 腔顶部中心温度高、温差大、热应力集中。(3) 燃烧室进气侧旁部分底圈出现热应力集 中，达到46.2 MPa,这是因为低温进气与高温燃气 交接碰撞而产生；燃烧室周面排气口侧岀现应力集 中，达到38.6 MPa;活塞其他部位，热应力不高, 基本都在30 MPa以下；活塞销座和裙部的应力

13、较 小，基本都在18 MPa以下。图5是热负荷下的第一主应力场。由图可以看 出，在热负荷下，活塞最大拉应力为68.9 MPa,岀 现在刮油槽妁回油孔处；拉应力主要分布在活塞头 部边缘和环槽环岸处，活塞销座外侧上缘也比较 大，其余地方都不大。最大压主应力岀现在油环槽(12)AN的回油孔处，达到10.3 MPao其中燃烧室底圈和活 塞销座内侧上缘最大压主应力为10 MPa,其余地 方应力不高。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图5热负荷下活塞整体的第一主应力场4.2活塞热变形分析图6是活塞在温度载荷下放大50倍的热变形 图。从图中可看岀：活塞最大热变形量出现在活塞 顶面边缘排气口侧，达到0.328 mm。主要原因是 排气温度比较奇，热辐射能力强，气流速度较高， 对流换热加剧，致使这部分温度很高，变形量大。 活塞顶面边缘以及整个活塞头部的变形量都比较 大，燃烧室底圈和凸台的变形量不大。活塞第1环 槽最大变形量达到0.25 mm,主要是沿着活塞半径 方向膨胀；活塞第1环槽轴向变形量最大为0.07 mm,没有超出活塞环

15、设计侧隙。活塞中间裙部和 销座变形量较小，在0.18 mm以下；内腔顶部中心 变形量最小，在0.087 mm以下。活塞裙部下端变 形量较大，达到0.23 mm,是由于活塞结构和膨胀 双重影响的结果。活塞整个变形呈两头大中间小的 趋势.热测/mUSUM (AVGSMN >.6721-04SMX «.326B-03672B-04962B-0412SB-03154B-03183B-03212B-03241E-03270B-03299E-03328B-03图6热负荷下放大5（）倍的活塞热变形5 活塞的低频热疲劳热疲劳是由高温燃气周期性变化的温度作用下 产生的。热疲劳源于材料内部为抵消物

16、体热膨胀和 收缩之差而产生的循环热应变，而且材料的延性与 热应力强度密切相关。由于材料的延性存在，当热 应力超过了材料本身的屈服点，即使尖峰应力值趙 过屈服点好几倍，在局部区域产生的塑性变形也不 会立刻破坏材料，而在周边环境的影响下仍能压回 或拉回到原状，但当热应力超过屈服点太大时就要 产生局部的残余变形，反复循环产生的热疲劳最终 将导致材料的破坏3）。柴油机在起动-运行-停 车的过程中造成的损伤最为严重。强度分析可以归 结为预测热疲劳寿命7。发动机的热负荷基本分为稳定热负荷、低频热 负荷和高频热负荷三类。稳定热负荷对应于发动机 在稳定丁况运行时各受热件除受热表层以外绝大部 分结构所处的温度状

17、况，即本文前面分析过的稳态 温度场属于稳定热负荷的范畴；低频热负荷对应于 发动机在反复变换工况运转的过程中各受热件内部 温度的反复变化，以及由于各受热件内部的温度变 化滞后所造成的短时间改变的温度分布状况；高频 热负荷对应于发动机运转过程中因缸内燃气温度周 期变化所造成的受热件表层温度循环波动。从内燃 机的可靠性和耐久性出发，稳定热负荷是设计者主 要考虑的问题；高频热负荷可能引起附加的高频循 环热应力，这种热应力只在活塞表层，一般情况其 数值较小，可以不作专门考虑；低频热负荷加大了 活塞稳定热负荷造成的高温和温差，因而引起了附 加增大的热变形和热应力，而且活塞热应力的反复 变化在持续一段比较长

18、的时间后会导致活塞材料的 热疲劳损坏。柴油机在起动-运行-停车的过程 中负荷通常并不高，但经常作变工况运行。因此, 设计人员在考虑稳定热负荷的同时，还应关注低频 热负荷是十分必要的"I,国外也将低频热疲劳作为 内燃机性能指标之一 PM。研究热疲劳强度时要考虑一个非常重要的关系 即一个循环的塑性应变与达到破坏重复次数的关 系。目前针对低频热疲劳的寿命估算还没有一个统 一的方法，但在工程和学术界中一般采用曼森和科 芬提岀的方法：即高温疲劳和蠕变交互作用的过程 是消耗材料塑性的过程，当材料的塑性耗竭时就发 生破坏I叫笫忙CC = - = -lnf1 2 2 lip 丿式中，c一标志材料塑性

19、大小的量；£p-循环塑性应变范围（全振幅）;一断裂循环数；ef静拉伸断裂延性；a-常数，1/2;-静拉伸断裂颈缩率。(13) - 13 -对于活塞低频热疲劳的分析，本文取活塞材料 ZL109G的材料颈缩率卩=50%,代入公式(1),得 到标志材料舉性大小的最为C =0.347。则计算低频 热疲劳公式简化为图6是活塞仅在温度载荷下产生的热变形。由 图可知，活塞热变形最大出现在活塞顶面排气口 侧，达到0.328 mm；活塞温度主要集中在头部位 置。现选取几何变形比较大的区域点进行计算，结 果如表1所示。从表1可以看出在柴油机经历起动-运行-停 车的循环次数最少大约是1.12 x 10 结

20、论(1)计算结果表明，在标定工况下，活塞最大 von Mises热应力为68.4 MPa,出现在排气一侧的次，这对 1105W型柴油机的低频热疲劳寿命是非常足够的。表1活塞关键点的热疲劳寿命关键点位置应变/mm循环次数N活塞顶面排气侧边缘0.327 961.12X106活塞顶面进气侧边缘0.305 921.29x 106燃烧室喉口0.255 661.84 x 106燃烧室凸台0.167 664.28 x 106第1环槽(排气厠)0.250 421.92X106第1环岸(排气馆)0.235 212.18 x 106第2环槽(排气刚)0.216 722.56 x 106第2环岸(排气侧)0.206

21、 112.83 x 106活塞裙部(中间)0.172 184.06 x 106活塞裙部下缘0.229 612.28 xlO6活塞内腔顶部中央0.067 2226.65 x 106活塞销座内侧上缘0.097 62212.63 X106回油孔顶部；最大热变形为0.328 mm,出现在活 塞顶面边缘排气口侧。活塞的回油孔、活塞内腔顶 部中心、销座外侧销孔正上方和燃烧室进气侧旁底 圈部分地方岀现不同程度的热应力集中现象，这些 地方在设计活塞时也要重点考虑。(2)计算结果还表明，该柴油机活塞进行低频 热疲劳分析，得出柴油机经历起动-运行停车 循环的最危险点的低频热疲劳寿命是1.12 x 13次, 这对柴油机来说寿命足够。参考文献1肖永宁等.内燃机热负荷和热强度M.北京:机 械工业出版社,1988.2冯立岩，高希彦，夏惠民等.8E160柴油机活塞组 热负荷及机械负荷匍合分析J.内燃机学报， 2002,20(5):441-446.3谢琰,席明智，刘晓丽.基于ANSYS的活塞温度 场数值模拟研究J 柴油机设计与制造,2009(4).4雷基林.增压柴油机活塞三维有限元分析及温度 场试验研究D.昆明：昆明理工大学,2005:1-8.5 Rodriguez