活塞熱疲勞分析

謝琰，席明智，劉曉麗

（1.長安汽車動力研究院，重慶400021；2.內蒙古工業大學能源與動力工程學院，呼和浩特014010；3．渤海船舶職業技術學院，葫蘆島市125000）

活塞熱疲勞分析

謝琰1，席明智2，劉曉麗3

（1.長安汽車動力研究院，重慶400021；2.內蒙古工業大學能源與動力工程學院，呼和浩特014010；3．渤海船舶職業技術學院，葫蘆島市125000）

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。計算結果表明，在低頻熱疲勞下，活塞循環次數最少約是1 120 000次，這為活塞的結構改進和優化提供了依據。

活塞 熱應力 熱變形 熱疲勞

1 引言

某些情況下，在發動機的受熱零部件中，活塞的熱應力可能比燃氣爆發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300℃時；材料的抗拉強度會下降22%，當超過350℃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[1]。由于熱應力是活塞總應力的主要來源，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[2]。因此，針對活塞進行熱疲勞分析。

為了取得精確的縮口四角ω燃燒室活塞的熱負荷狀況，首先嚴格按照圖紙建立活塞幾何模型，對所建活塞模型溫度場與實測特征點進行了溫度值的對標，最終通過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 活塞材料參數和模型建立

ZH1105W型柴油機縮口四角ω燃燒室活塞采用硅鋁合金材料ZL109G，其常溫下的彈性模量E=7 100 MPa，泊松比μ=0.31，導熱系數λ=124 W/ (m2·K)，比熱 c=902 J/(kg·K)，密度 ρ=2 700 kg/m3，20～300℃時的材料線形膨脹系數β=20.96× 10-6/℃，材料的抗拉強度σb=268.2 MP，抗壓強度σc=260.7 MP。

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

Pro/E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處理工作，圖1是活塞幾何模型。

來稿日期：2012-09-26

圖1 活塞三維實體幾何模型

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。活塞的熱應力與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℃，分布在活塞燃燒室喉口，最低溫度為120℃，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[3]，如圖2所示。

圖2 活塞溫度場

4 活塞應力場

本研究采用有限元間接法進行熱應力分析，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solid187；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y，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，x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穩態計算。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。

體育改革40年，既是體育發展的歷史，又昭示著體育發展的未來。總結和反思體育改革40年歷史，就是尋找發展的新動力。雖然新時代體育改革任務繁重，但是，我們只要在習近平新時代中國特色社會主義思想指引下，解放思想，優化體育治理結構改革，創建社會各類主體平等參與體育的機制，創造體育發展新動能，舉政府、社會、市場力量著力解決體育發展不平衡、不充分的矛盾，提高體育發展質量，新時代體育改革就一定會成功，建設體育強國目標就一定會實現。

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。

圖3 標定工況下活塞von Mises熱應力

圖4 熱負荷下活塞截面von Mises熱應力

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應力不高，最高熱應力為59.6 MPa，出現在排氣一側的回油孔頂部。銷座外側銷孔正上方第3環岸處熱應力也較大，達到42.1 MPa。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，出現熱應力集中。

（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出現應力集中，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，出現在刮油槽的回油孔處；拉應力主要分布在活塞頭部邊緣和環槽環岸處，活塞銷座外側上緣也比較大，其余地方都不大。最大壓主應力出現在油環槽

的回油孔處，達到10.3 MPa。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。

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。從圖中可看出：活塞最大熱變形量出現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高，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環槽軸向變形量最大為0.07 mm，沒有超出活塞環設計側隙。活塞中間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。活塞裙部下端變形量較大，達到0.23 mm，是由于活塞結構和膨脹雙重影響的結果。活塞整個變形呈兩頭大中間小的趨勢。

圖6 熱負荷下放大50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體熱膨脹和收縮之差而產生的循環熱應變，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，即使尖峰應力值超過屈服點好幾倍，在局部區域產生的塑性變形也不會立刻破壞材料，而在周邊環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，反復循環產生的熱疲勞最終將導致材料的破壞[4,5]。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[6-8]。

發動機的熱負荷基本分為穩定熱負荷、低頻熱負荷和高頻熱負荷三類。穩定熱負荷對應于發動機在穩定工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況，即本文前面分析過的穩態溫度場屬于穩定熱負荷的范疇；低頻熱負荷對應于發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波動。從內燃機的可靠性和耐久性出發，穩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熱應力，這種熱應力只在活塞表層，一般情況其數值較小，可以不作專門考慮；低頻熱負荷加大了活塞穩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一段比較長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，設計人員在考慮穩定熱負荷的同時，還應關注低頻熱負荷是十分必要的[4,5]，國外也將低頻熱疲勞作為內燃機性能指標之一[9,10]。

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的塑性應變與達到破壞重復次數的關系。目前針對低頻熱疲勞的壽命估算還沒有一個統一的方法，但在工程和學術界中一般采用曼森和科芬提出的方法：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生破壞[11]。

式中，

C——標志材料塑性大小的量；

ΔεP——循環塑性應變范圍（全振幅）；

Nf——斷裂循環數；

εf——靜拉伸斷裂延性；

α——常數，1/2；

φ——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ZL109G的材料頸縮率φ=50%，代入公式（1），得到標志材料塑性大小的量為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。現選取幾何變形比較大的區域點進行計算，結果如表1所示。

從表1可以看出在柴油機經歷起動－運行－停車的循環次數最少大約是 1.12×106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

6 結論

（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，出現在排氣一側的回油孔頂部；最大熱變形為0.328 mm，出現在活塞頂面邊緣排氣口側。活塞的回油孔、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出現不同程度的熱應力集中現象，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-停車循環的最危險點的低頻熱疲勞壽命是1.12×106次，這對柴油機來說壽命足夠。

1肖永寧等．內燃機熱負荷和熱強度[M]．北京：機械工業出版社，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耦合分析[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 M P,Shammas N Y A.Finite element simulation of thermal fatigue in multiplayer and structures:thermal and mechanical approach[J]. Microeletronics Reliability.2001,41(4):517-523.

6張文孝，郭成壁．船舶柴油機活塞的熱疲勞強度分析[J]．內燃機學報，2001，18（3）：258-262．

7張衛正，魏春源等．內燃機鋁合金活塞疲勞壽命預測研究[J]．中國機械工程，2003，14（10）：865-867．

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[J]．內燃機工程，2002，（23）4．

9萬德玉編．柴油機試驗測試與分析實用手冊[M].北京：學苑出版社，2000．

10《中國內燃機工業年鑒》編委會．中國2001年內燃機工業年鑒[M]．上海：上海交通大學出版社，2001．

11[日]平修二．熱應力與熱疲勞[M]，郭延瑋，李安定譯．北京：國防工業出版社，1984．

Analysis of Piston Thermal Fatigue

Xie Yan1,Xi Mingzhi2,Liu Xiaoli3
（1.CHANGAN Automotive Motor Engine R&D Institute,Chongqing 400021,China; 2.SchoolofEnergyandPowerEngineering,InnerMongoliaUniversityofTechnology,Hohhot010051,China; 3.Bohai Shipbuilding Vocational College.Huludao 125000,China）

A 3-D model of piston was built with Pro/E and thermal structure couple unit was obtained from ANSYS unit base.Then optimization of model mess and calibration of piston thermal field were made. Thermal couple analysis was carried out 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 fatigue,which provides a base for the improvement and optimization of piston structure.

piston,thermal stress,thermal deformation,thermal fatigue

謝琰（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。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.01.003