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)do:10.3969/jssn.1671-06142013.01003活塞熱疲勞分析謝琰',席明智2,劉曉麗3(1.長安汽車動力研究院,重慶4001;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014010;3.渤海船舶職業(yè)技術(shù)學(xué)院,葫蘆島市1250000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。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112000次大,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?, Liu Xiaoli(1.CHANGAN Automotive Motor Engine R&D Institute, Chongqing 400021, China2. School of Energy and Power Engineering, Inner Mongolia University of Technology, Hohhot 010051,China:3. Bohai Shipbuilding Vocational College. Huludao 125000, China)Abstract: A 3-D model of piston was built with Pro/E and thermal structure couple unit was obtainedKey words: piston, thermal stress, thermal deformation, thermal fatigue 65Bom ANSYS unit base. Then optimization of model mess and calibration of piston thermal field were madeThermal couple analysis was carried out and piston thermal field, thermal stress and thermal deformationwere obtained. The analysis result shows that the number of piston life circulation is 1 12000 at least underlow frequent fatigue, which provides a base for the improvement and optimization ofn structure1引言負荷狀況,首先嚴格按照圖紙建立活塞幾何模型,某些情況下,在發(fā)動機的受熱零部件中,活塞對所建活塞模型溫度場與實測特征點進行了溫度值的熱應(yīng)力可能比燃氣爆發(fā)壓力造成的機械應(yīng)力要大的對標,最終通過 ANSYS軟件計算得到活塞的熱好幾倍。隨著活塞溫度的提高,對于鋁合金活塞,應(yīng)力和熱變形,分析低頻熱疲勞下活塞的壽命。當溫度達到300℃時;材料的抗拉強度會下降2活塞材料參數(shù)和模型建立22%,當超過350℃時,則抗拉強度將下降到原來ZHl105W型柴油機縮口四角ω燃燒室活塞采的一半。如果活塞的熱應(yīng)力和熱變形過大,就會造用硅鋁合金材料ZL09G,其常溫下的彈性模量成發(fā)動機不能正常運轉(zhuǎn),所以活塞的熱負荷仍然是E=7100MPa,泊松比p=031,導(dǎo)熱系數(shù)A=124W一個不容忽視的問題叮。由于熱應(yīng)力是活塞總應(yīng)力(m2K),比熱c=902J/(kgK,密度p=2700的主要來源,熱膨脹變形在活塞總變形中占絕對主kgm3,20-300℃時的材料線形膨脹系數(shù)B=20.96導(dǎo)地位,而機械負荷的作用僅使活塞邊緣向內(nèi)彎10°/℃,材料的抗拉強度an=2682MP,抗壓強度曲、抵消邊緣向外的熱膨脹變形,貢獻很小四。因a=260.7MP。此,針對活塞進行熱疲勞分析?；钊Ｐ偷慕?首先采用Pro/E軟件建立活為了取得精確的縮口四角ω燃燒室活塞的熱塞的三維幾中國煤仁活塞模型通過來稿日期:2012-09-26CNMHG作者簡介:謝琰(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)計方甚。PoE和 ANSYS軟件的接口導(dǎo)入到 ANSYS中,從穩(wěn)態(tài)計算。計算表明,這樣的約束不使活塞產(chǎn)生剛而得到活塞在 ANSYS中的幾何模型,然后進行活體位移,也沒有引人附加載荷,是合理的塞模型的后續(xù)處理工作,圖1是活塞幾何模型。41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。八N熱應(yīng)力/P0(AVG)e0aNE=。684E+08300圖1活塞三維實體幾何模型84E+08圖3標定工況下活塞 von mises熱應(yīng)力3活塞溫度場由于活塞在標定工況下熱負荷最為嚴重,因D-D AN此,本研究選擇在標定工況下對活塞熱應(yīng)力和熱變熱應(yīng)力/PaN=2477形進行分析?；钊臒釕?yīng)力與熱變形的有限元分析6648+07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266E+0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℃,分布在活塞燃燒室喉口,最低溫度為120℃,分布在活塞裙圖4熱負荷下活塞截面 von mises熱應(yīng)力部下端。溫度從上到下呈下降趨勢,活塞溫度分布圖3和圖4分別是活塞在標定工況下 von mises熱趨勢合理,如圖2所示。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應(yīng)力不高,最高熱品度/℃應(yīng)力為596MPa,出現(xiàn)在排氣一側(cè)的回油孔頂部:1:52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42.1MPa。主要原因是,該處有明顯的尖角和棱183.19角,使得熱流傳遞過程中熱阻增大,出現(xiàn)熱應(yīng)力集中。0.672(2)活塞內(nèi)腔頂部熱應(yīng)力較高,計算結(jié)果顯示圖2活塞溫度場活塞內(nèi)腔頂部最大熱應(yīng)力為439MPa。因此造成內(nèi)4活塞應(yīng)力場腔頂部中心溫度高、溫差大、熱應(yīng)力集中。本研究采用有限元間接法進行熱應(yīng)力分析,因(3)燃燒室進氣側(cè)旁部分底圈出現(xiàn)熱應(yīng)力集此熱應(yīng)力分析所用的活塞模型必須是溫度場分析用中,達到462MPa,這是因為低溫進氣與高溫燃氣的模型。在進行熱應(yīng)力計算時,先進行溫度場計算,交接碰撞而產(chǎn)生;燃燒室周面排氣口側(cè)出現(xiàn)應(yīng)力集然后轉(zhuǎn)換溫度單元soid87到結(jié)構(gòu)單元soid187;活中,達到386MPa;活塞其他部位,熱應(yīng)力不高,塞載荷直接從溫度場以體載荷的方式讀入,并對活基本都在30MPa以下;活塞銷座和裙部的應(yīng)力較塞進行約束,然后開始求解計算。小,基本都在18MPa以下?；钊募s束:將活塞一邊銷座中心上方內(nèi)側(cè)點圖5是熱負荷下的第一主應(yīng)力場。由圖可以看的y,z兩個方向約束,將另一邊銷座同一位置點出,在熱負荷下,活塞最大拉應(yīng)力為689MPa,出的y,z兩個方向約束,將活塞內(nèi)腔上面中心點的現(xiàn)在刮油槽的V凵中國煤化工布在活塞頭x,z兩個方向約束。其中,x軸與銷座孔軸線平部邊緣和環(huán)槽CNMHG上緣也比較行,y軸是活塞中心軸線。該約束對標定工況進行大,其余地方都不大。最大壓主應(yīng)力出現(xiàn)在油環(huán)槽的回油孔處,達到10.3MPa。其中燃燒室底圈和活產(chǎn)生局部的殘余變形,反復(fù)循環(huán)產(chǎn)生的熱疲勞最終塞銷座內(nèi)側(cè)上緣最大壓主應(yīng)力為10MPa,其余地將導(dǎo)致材料的破壞A。柴油機在起動-運行-停方應(yīng)力不高。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68。第一主應(yīng)力/Pa發(fā)動機的熱負荷基本分為穩(wěn)定熱負荷、低頻熱89E+0日負荷和高頻熱負荷三類。穩(wěn)定熱負荷對應(yīng)于發(fā)動機14:1:0在穩(wěn)定工況運行時各受熱件除受熱表層以外絕大部337+08分結(jié)構(gòu)所處的溫度狀況,即本文前面分析過的穩(wěn)態(tài)601E+08溫度場屬于穩(wěn)定熱負荷的范疇;低頻熱負荷對應(yīng)于669E+D8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)部圖5熱負荷下活塞整體的第一主應(yīng)力場溫度的反復(fù)變化,以及由于各受熱件內(nèi)部的溫度變4.2活塞熱變形分析化滯后所造成的短時間改變的溫度分布狀況;高頻圖6是活塞在溫度載荷下放大50倍的熱變形熱負荷對應(yīng)于發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中因缸內(nèi)燃氣溫度周圖。從圖中可看出:活塞最大熱變形量出現(xiàn)在活塞期變化所造成的受熱件表層溫度循環(huán)波動。從內(nèi)燃頂面邊緣排氣口側(cè),達到0328mm。主要原因是機的可靠性和耐久性出發(fā),穩(wěn)定熱負荷是設(shè)計者主排氣溫度比較高,熱輻射能力強,氣流速度較髙,要考慮的問題;高頻熱負荷可能引起附加的高頻循對流換熱加劇,致使這部分溫度很高,變形量大。環(huán)熱應(yīng)力,這種熱應(yīng)力只在活塞表層,一般情況其活塞頂面邊緣以及整個活塞頭部的變形量都比較數(shù)值較小,可以不作專門考慮;低頻熱負荷加大了大,燃燒室底圈和凸臺的變形量不大?；钊?環(huán)活塞穩(wěn)定熱負荷造成的高溫和溫差,因而引起了附槽最大變形量達到025mm,主要是沿著活塞半徑加增大的熱變形和熱應(yīng)力,而且活塞熱應(yīng)力的反復(fù)方向膨脹;活塞第1環(huán)槽軸向變形量最大為0.07變化在持續(xù)一段比較長的時間后會導(dǎo)致活塞材料的mm,沒有超出活塞環(huán)設(shè)計側(cè)隙?；钊虚g裙部和熱疲勞損壞。柴油機在起動-運行-停車的過程銷座變形量較小,在0.18mm以下;內(nèi)腔頂部中心中負荷通常并不高,但經(jīng)常作變工況運行。因此,變形量最小,在0.087mm以下?；钊共肯露俗冊O(shè)計人員在考慮穩(wěn)定熱負荷的同時,還應(yīng)關(guān)注低頻形量較大,達到0.23mm,是由于活塞結(jié)構(gòu)和膨脹熱負荷是十分必要的4s,國外也將低頻熱疲勞作為雙重影響的結(jié)果?；钊麄€變形呈兩頭大中間小的內(nèi)燃機性能指標之-。趨勢。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)熱變形/mUBUM(AV系。目前針對低頻熱疲勞的壽命估算還沒有一個統(tǒng)x=.328E-0的方法,但在工程和學(xué)術(shù)界中一般采用曼森和科62E-04芬提出的方法:即高溫疲勞和蠕變交互作用的過程33E=03是消耗材料塑性的過程,當材料的塑性耗竭時就發(fā)241E-0270E=03生破壞叫。28E圖6熱負荷下放大50倍的活塞熱變形C5活塞的低頻熱疲勞Er IC(1)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)部為抵消物體熱膨脹和式中收縮之差而產(chǎn)生的循環(huán)熱應(yīng)變,而且材料的延性與C—標志材料塑性大小的量;熱應(yīng)力強度密切相關(guān)。由于材料的延性存在,當熱Δsp—循環(huán)塑性應(yīng)變范圍(全振幅);應(yīng)力超過了材料本身的屈服點,即使尖峰應(yīng)力值超N—斷裂循環(huán)數(shù)過屈服點好幾倍,在局部區(qū)域產(chǎn)生的塑性變形也不中國煤化工會立刻破壞材料,而在周邊環(huán)境的影響下仍能壓回CNMHG或拉回到原狀,但當熱應(yīng)力超過屈服點太大時就要q—靜拉伸斷裂頸縮率。對于活塞低頻熱疲勞的分析,本文取活塞材料回油孔頂部;最大熱變形為0328mm,出現(xiàn)在活ZL0G的材料頸縮率φ=50%,代入公式(1),得塞頂面邊緣排氣口側(cè)?；钊幕赜涂?、活塞內(nèi)腔頂?shù)綐酥静牧纤苄源笮〉牧繛镃=0.347。則計算低頻部中心、銷座外側(cè)銷孔正上方和燃燒室進氣側(cè)旁底熱疲勞公式簡化為圈部分地方出現(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。0.347(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-停車圖6是活塞僅在溫度載荷下產(chǎn)生的熱變形。由循環(huán)的最危險點的低頻熱疲勞壽命是112×10次圖可知,活塞熱變形最大出現(xiàn)在活塞頂面排氣口這對柴油機來說壽命足夠。側(cè),達到0.328mm;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)參考文獻果如表1所示1肖永寧等.內(nèi)燃機熱負荷和熱強度[M].北京:機從表1可以看出在柴油機經(jīng)歷起動-運行-停械工業(yè)出版社,1988車的循環(huán)次數(shù)最少大約是1.12x10次,這對2馮立巖,高希彥,夏惠民等.8E160柴油機活塞組1105W型柴油機的低頻熱疲勞壽命是非常足夠的。熱負荷及機械負荷耦合分析.內(nèi)燃機學(xué)報,表1活塞關(guān)鍵點的熱疲勞壽命2002,20(5):441-4463謝琰,席明智,劉曉麗.基于 ANSYS的活塞溫度關(guān)鍵點位置應(yīng)變/mm循環(huán)次數(shù)N場數(shù)值模擬研究叮柴油機設(shè)計與制造,2009(4)活塞頂面排氣側(cè)邊緣l.12x10°4雷基林.增壓柴油機活塞三維有限元分析及溫度0.32796場試驗研究D].昆明:昆明理工大學(xué),2005:1-8.活塞頂面進氣側(cè)邊緣0.305921.29×105 Rodriguez M P, Shammas NY A Finite element燃燒室喉口0.25566184×10°simulation of thermal fatigue in multiplayer and燃燒室凸臺0.16766structures:thermal and mechanical approach Ul4.28×10°Microeletronics Reliability. 2001, 41(4): 517-523第1環(huán)槽(排氣側(cè))0.25042192×1056張文孝,郭成壁.船舶柴油機活塞的熱疲勞強度第1環(huán)岸(排氣側(cè))0235212.18×10°分析內(nèi)燃機學(xué)報,2001,18(3):258-2627張衛(wèi)正,魏春源等.內(nèi)燃機鋁合金活塞疲勞壽命第2環(huán)槽(排氣側(cè))0.216722.56×10預(yù)測研究.中國機械工程,2003,14(10)第2環(huán)岸(排氣側(cè))|0206112.83×10°865-867.活塞裙部(中間)0.172184.06×10°8張文孝.應(yīng)用當量應(yīng)變法預(yù)測柴油機活塞的多維疲勞壽命、內(nèi)燃機工程,2002,(23)4活塞裙部下緣0.229612.28×1059萬德玉編.柴油機試驗測試與分析實用手冊[M]活塞內(nèi)腔頂部中央0.0672226.65×10°北京:學(xué)苑出版社,2000活塞銷座內(nèi)側(cè)上緣009762212.63×1010《中國內(nèi)燃機工業(yè)年鑒》編委會.中國2001年內(nèi)燃機工業(yè)年鑒M].上海:上海交通大學(xué)出版6結(jié)論社,2001.(1)計算結(jié)果表明,在標定工況下,活塞最大11[日平修二.熱應(yīng)力與熱疲勞[M],郭延瑋,李安on mises熱應(yīng)力為684MPa,出現(xiàn)在排氣一側(cè)的定譯.北京:國防工業(yè)出版社,1984中國煤化工CNMHG14-(14)