謝琰，席明智，劉曉麗

（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014010；3．渤海船舶職業(yè)技術(shù)學(xué)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(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125000）

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1 120 000次，這為活塞的結(jié)構(gòu)改進和優(yōu)化提供了依據(jù)。

活塞 熱應(yīng)力 熱變形 熱疲勞

1 引言

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(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[1]。由于熱應(yīng)力是活塞總應(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[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(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(dǎo)熱系數(shù)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(shù)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(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。

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(yīng)力和熱變形進行分析。活塞的熱應(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℃，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(yīng)力場

本研究采用有限元間接法進行熱應(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(nèi)側(cè)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(nèi)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(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。

體育改革40年，既是體育發(fā)展的歷史，又昭示著體育發(fā)展的未來?？偨Y(jié)和反思體育改革40年歷史，就是尋找發(fā)展的新動力。雖然新時代體育改革任務(wù)繁重，但是，我們只要在習(xí)近平新時代中國特色社會主義思想指引下，解放思想，優(yōu)化體育治理結(jié)構(gòu)改革，創(chuàng)建社會各類主體平等參與體育的機制，創(chuàng)造體育發(fā)展新動能，舉政府、社會、市場力量著力解決體育發(fā)展不平衡、不充分的矛盾，提高體育發(fā)展質(zhì)量，新時代體育改革就一定會成功，建設(shè)體育強國目標就一定會實現(xiàn)。

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。

圖3 標定工況下活塞von Mises熱應(yīng)力

圖4 熱負荷下活塞截面von Mises熱應(yīng)力

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應(yīng)力不高，最高熱應(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(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)出現(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，出現(xiàn)在刮油槽的回油孔處；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)力出現(xiàn)在油環(huán)槽

的回油孔處，達到10.3 MPa。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。

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。從圖中可看出：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?；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)設(shè)計側(cè)隙?；钊虚g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?；钊共肯露俗冃瘟枯^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。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(chǎn)生的。熱疲勞源于材料內(nèi)部為抵消物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)力值超過屈服點好幾倍，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[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(jié)為預(yù)測熱疲勞壽命[6-8]。

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)定工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[4,5]，國外也將低頻熱疲勞作為內(nèi)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(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(fā)生破壞[11]。

式中，

C——標志材料塑性大小的量；

ΔεP——循環(huán)塑性應(yīng)變范圍（全振幅）；

Nf——斷裂循環(huán)數(shù)；

εf——靜拉伸斷裂延性；

α——常數(shù)，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(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 1.12×106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(guān)鍵點的熱疲勞壽命

6 結(jié)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。

（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1.12×106次，這對柴油機來說壽命足夠。

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耦合分析[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 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(nèi)燃機學(xué)報，2001，18（3）：258-262．

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

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[J]．內(nèi)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(xué)苑出版社，2000．

10《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)出版社，2001．

11[日]平修二．熱應(yīng)力與熱疲勞[M]，郭延瑋，李安定譯．北京：國防工業(yè)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(jié)構(gòu)CAE分析及設(shè)計方法。

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.01.003