活塞熱疲勞分析

柴油機設計與制造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(cháng)安汽車(chē)動(dòng)力研究院,重慶4001;2內蒙古工業(yè)大學(xué)能源與動(dòng)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單元庫里選取熱結構耦合單元,對模型網(wǎng)格進(jìn)行優(yōu)化,并對活塞溫度場(chǎng)進(jìn)行標定,然后進(jìn)行熱機耦合分析計算,得到活塞溫度場(chǎng)、熱應力場(chǎng)和變形。計算結果表明,在低頻熱疲勞下,活塞循環(huán)次數最少約是112000次大,這為活塞的結構改進(jìn)和優(yōu)化提供了依據。關(guān)鍵詞:活塞熱應力熱變形熱疲勞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(dòng)機的受熱零部件中,活塞對所建活塞模型溫度場(chǎng)與實(shí)測特征點(diǎn)進(jìn)行了溫度值的熱應力可能比燃氣爆發(fā)壓力造成的機械應力要大的對標,最終通過(guò) ANSYS軟件計算得到活塞的熱好幾倍。隨著(zhù)活塞溫度的提高,對于鋁合金活塞,應力和熱變形,分析低頻熱疲勞下活塞的壽命。當溫度達到300℃時(shí);材料的抗拉強度會(huì )下降2活塞材料參數和模型建立22%,當超過(guò)350℃時(shí),則抗拉強度將下降到原來(lái)ZHl105W型柴油機縮口四角ω燃燒室活塞采的一半。如果活塞的熱應力和熱變形過(guò)大,就會(huì )造用硅鋁合金材料ZL09G,其常溫下的彈性模量成發(fā)動(dòng)機不能正常運轉,所以活塞的熱負荷仍然是E=7100MPa,泊松比p=031,導熱系數A=124W一個(gè)不容忽視的問(wèn)題叮。由于熱應力是活塞總應力(m2K),比熱c=902J/(kgK,密度p=2700的主要來(lái)源,熱膨脹變形在活塞總變形中占絕對主kgm3,20-300℃時(shí)的材料線(xiàn)形膨脹系數B=20.96導地位,而機械負荷的作用僅使活塞邊緣向內彎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(jìn)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(guò)來(lái)稿日期:2012-09-26CNMHG作者簡(jiǎn)介:謝琰(1979-),男,碩士,主要研究方向為動(dòng)力機械結構CAE分析及設計方甚。PoE和 ANSYS軟件的接口導入到 ANSYS中,從穩態(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(jìn)行活體位移,也沒(méi)有引人附加載荷,是合理的塞模型的后續處理工作,圖1是活塞幾何模型。41活塞熱應力與熱變形的計算結果分析在溫度場(chǎng)的基礎上進(jìn)行的有限元熱應力分析結果如圖3和圖4所示。八N熱應力/P0(AVG)e0aNE=。684E+08300圖1活塞三維實(shí)體幾何模型84E+08圖3標定工況下活塞 von mises熱應力3活塞溫度場(chǎng)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力和熱變熱應力/PaN=2477形進(jìn)行分析?；钊臒釕εc熱變形的有限元分析6648+07實(shí)質(zhì)上是活塞溫度場(chǎng)和活塞結構的一種熱結構耦合266E+0分析,它是在活塞溫度場(chǎng)分析的基礎上進(jìn)行的。因此活塞溫度場(chǎng)對低頻熱疲勞有著(zhù)決定性的影響。該活塞的溫度場(chǎng)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力不高,最高熱品度/℃應力為596MPa,出現在排氣一側的回油孔頂部:1:52銷(xiāo)座外側銷(xiāo)孔正上方第3環(huán)岸處熱應力也較大,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(guò)程中熱阻增大,出現熱應力集中。0.672(2)活塞內腔頂部熱應力較高,計算結果顯示圖2活塞溫度場(chǎng)活塞內腔頂部最大熱應力為439MPa。因此造成內4活塞應力場(chǎng)腔頂部中心溫度高、溫差大、熱應力集中。本研究采用有限元間接法進(jìn)行熱應力分析,因(3)燃燒室進(jìn)氣側旁部分底圈出現熱應力集此熱應力分析所用的活塞模型必須是溫度場(chǎng)分析用中,達到462MPa,這是因為低溫進(jìn)氣與高溫燃氣的模型。在進(jìn)行熱應力計算時(shí),先進(jìn)行溫度場(chǎng)計算,交接碰撞而產(chǎn)生;燃燒室周面排氣口側出現應力集然后轉換溫度單元soid87到結構單元soid187;活中,達到386MPa;活塞其他部位,熱應力不高,塞載荷直接從溫度場(chǎng)以體載荷的方式讀入,并對活基本都在30MPa以下;活塞銷(xiāo)座和裙部的應力較塞進(jìn)行約束,然后開(kāi)始求解計算。小,基本都在18MPa以下?；钊募s束:將活塞一邊銷(xiāo)座中心上方內側點(diǎn)圖5是熱負荷下的第一主應力場(chǎng)。由圖可以看的y,z兩個(gè)方向約束,將另一邊銷(xiāo)座同一位置點(diǎn)出,在熱負荷下,活塞最大拉應力為689MPa,出的y,z兩個(gè)方向約束,將活塞內腔上面中心點(diǎn)的現在刮油槽的V凵中國煤化工布在活塞頭x,z兩個(gè)方向約束。其中,x軸與銷(xiāo)座孔軸線(xiàn)平部邊緣和環(huán)槽CNMHG上緣也比較行,y軸是活塞中心軸線(xiàn)。該約束對標定工況進(jìn)行大,其余地方都不大。最大壓主應力出現在油環(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,反復循環(huán)產(chǎn)生的熱疲勞最終塞銷(xiāo)座內側上緣最大壓主應力為10MPa,其余地將導致材料的破壞A。柴油機在起動(dòng)-運行-停方應力不高。車(chē)的過(guò)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68。第一主應力/Pa發(fā)動(dòng)機的熱負荷基本分為穩定熱負荷、低頻熱89E+0日負荷和高頻熱負荷三類(lèi)。穩定熱負荷對應于發(fā)動(dòng)機14:1:0在穩定工況運行時(shí)各受熱件除受熱表層以外絕大部337+08分結構所處的溫度狀況,即本文前面分析過(guò)的穩態(tài)601E+08溫度場(chǎng)屬于穩定熱負荷的范疇;低頻熱負荷對應于669E+D8發(fā)動(dòng)機在反復變換工況運轉的過(guò)程中各受熱件內部圖5熱負荷下活塞整體的第一主應力場(chǎng)溫度的反復變化,以及由于各受熱件內部的溫度變4.2活塞熱變形分析化滯后所造成的短時(shí)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于發(fā)動(dòng)機運轉過(guò)程中因缸內燃氣溫度周圖。從圖中可看出:活塞最大熱變形量出現在活塞期變化所造成的受熱件表層溫度循環(huán)波動(dòng)。從內燃頂面邊緣排氣口側,達到0328mm。主要原因是機的可靠性和耐久性出發(fā),穩定熱負荷是設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(wèn)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)熱應力,這種熱應力只在活塞表層,一般情況其活塞頂面邊緣以及整個(gè)活塞頭部的變形量都比較數值較小,可以不作專(zhuān)門(mén)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(zhù)活塞半徑加增大的熱變形和熱應力,而且活塞熱應力的反復方向膨脹;活塞第1環(huán)槽軸向變形量最大為0.07變化在持續一段比較長(cháng)的時(shí)間后會(huì )導致活塞材料的mm,沒(méi)有超出活塞環(huán)設計側隙?；钊虚g裙部和熱疲勞損壞。柴油機在起動(dòng)-運行-停車(chē)的過(guò)程銷(xiāo)座變形量較小,在0.18mm以下;內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計人員在考慮穩定熱負荷的同時(shí),還應關(guān)注低頻形量較大,達到0.23mm,是由于活塞結構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果?；钊麄€(gè)變形呈兩頭大中間小的內燃機性能指標之-。趨勢。研究熱疲勞強度時(shí)要考慮一個(gè)非常重要的關(guān)系即一個(gè)循環(huán)的塑性應變與達到破壞重復次數的關(guān)熱變形/mUBUM(AV系。目前針對低頻熱疲勞的壽命估算還沒(méi)有一個(gè)統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(guò)程33E=03是消耗材料塑性的過(guò)程,當材料的塑性耗竭時(shí)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)熱應變,而且材料的延性與C—標志材料塑性大小的量;熱應力強度密切相關(guān)。由于材料的延性存在,當熱Δsp—循環(huán)塑性應變范圍(全振幅);應力超過(guò)了材料本身的屈服點(diǎn),即使尖峰應力值超N—斷裂循環(huán)數過(guò)屈服點(diǎn)好幾倍,在局部區域產(chǎn)生的塑性變形也不中國煤化工會(huì )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,但當熱應力超過(guò)屈服點(diǎn)太大時(shí)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?；钊幕赜涂?、活塞內腔頂到標志材料塑性大小的量為C=0.347。則計算低頻部中心、銷(xiāo)座外側銷(xiāo)孔正上方和燃燒室進(jìn)氣側旁底熱疲勞公式簡(jiǎn)化為圈部分地方出現不同程度的熱應力集中現象,這些地方在設計活塞時(shí)也要重點(diǎn)考慮。0.347(2)計算結果還表明,該柴油機活塞進(jìn)行低頻熱疲勞分析,得出柴油機經(jīng)歷起動(dòng)-運行-停車(chē)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(diǎn)的低頻熱疲勞壽命是112×10次圖可知,活塞熱變形最大出現在活塞頂面排氣口這對柴油機來(lái)說(shuō)壽命足夠。側,達到0.328mm;活塞溫度主要集中在頭部位置?，F選取幾何變形比較大的區域點(diǎn)進(jìn)行計算,結參考文獻果如表1所示1肖永寧等.內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(dòng)-運行-停械工業(yè)出版社,1988車(chē)的循環(huán)次數最少大約是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.內燃機學(xué)報,表1活塞關(guān)鍵點(diǎn)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(diǎn)位置應變/mm循環(huán)次數N場(chǎng)數值模擬研究叮柴油機設計與制造,2009(4)活塞頂面排氣側邊緣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(chǎng)試驗研究D].昆明:昆明理工大學(xué),2005:1-8.活塞頂面進(jìn)氣側邊緣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)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)0235212.18×10°分析內燃機學(xué)報,2001,18(3):258-2627張衛正,魏春源等.內燃機鋁合金活塞疲勞壽命第2環(huán)槽(排氣側)0.216722.56×10預測研究.中國機械工程,2003,14(10)第2環(huán)岸(排氣側)|0206112.83×10°865-867.活塞裙部(中間)0.172184.06×10°8張文孝.應用當量應變法預測柴油機活塞的多維疲勞壽命、內燃機工程,2002,(23)4活塞裙部下緣0.229612.28×1059萬(wàn)德玉編.柴油機試驗測試與分析實(shí)用手冊[M]活塞內腔頂部中央0.0672226.65×10°北京:學(xué)苑出版社,2000活塞銷(xiāo)座內側上緣009762212.63×1010《中國內燃機工業(yè)年鑒》編委會(huì ).中國2001年內燃機工業(yè)年鑒M].上海:上海交通大學(xué)出版6結論社,2001.(1)計算結果表明,在標定工況下,活塞最大11[日平修二.熱應力與熱疲勞[M],郭延瑋,李安on mises熱應力為684MPa,出現在排氣一側的定譯.北京:國防工業(yè)出版社,1984中國煤化工CNMHG14-(14)