基于瞬態(tài)分析的柴油機(jī)活塞疲勞壽命預(yù)測

何盼攀，劉建敏，王普凱，劉艷斌，康琦

(1.裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系,北京 100072； 2.裝甲兵工程學(xué)院訓(xùn)練部,北京 100072)

基于瞬態(tài)分析的柴油機(jī)活塞疲勞壽命預(yù)測

何盼攀1，劉建敏2，王普凱1，劉艷斌1，康琦1

(1.裝甲兵工程學(xué)院機(jī)械工程系,北京 100072； 2.裝甲兵工程學(xué)院訓(xùn)練部,北京 100072)

以某增壓柴油機(jī)活塞為研究對(duì)象，建立了由曲柄連桿機(jī)構(gòu)和缸套組成的裝配體有限元模型，計(jì)算了活塞在熱載荷、機(jī)械載荷和熱-機(jī)耦合作用下的應(yīng)力分布，在此基礎(chǔ)上將計(jì)算得到的熱-機(jī)耦合應(yīng)力場作為疲勞載荷，采用名義應(yīng)力法對(duì)活塞進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。結(jié)果表明：活塞的短壽命區(qū)域出現(xiàn)在活塞銷座內(nèi)側(cè)上部，最低循環(huán)次數(shù)為8.823×107次，折合1 470.5 h。從計(jì)算結(jié)果看，活塞的結(jié)構(gòu)較為合理，能滿足柴油機(jī)的使用要求。

柴油機(jī)；活塞；瞬態(tài)分析；熱-機(jī)耦合；疲勞壽命

隨著柴油機(jī)強(qiáng)化程度的不斷提高，柴油機(jī)各部件承受的負(fù)荷不斷增加，特別是對(duì)于活塞而言，不僅受到瞬變的高溫燃?xì)庾饔?，而且承受著沖擊性的高頻機(jī)械載荷，在由此產(chǎn)生的熱-機(jī)耦合應(yīng)力的反復(fù)作用下，活塞容易出現(xiàn)疲勞失效。因此，對(duì)活塞進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測對(duì)于活塞結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和故障的預(yù)判具有重要的價(jià)值[1]。

疲勞壽命計(jì)算往往建立在有限元仿真的基礎(chǔ)之上，以往由于計(jì)算機(jī)硬件的限制，活塞應(yīng)力場主要以靜態(tài)分析為主，而靜態(tài)分析無法考察活塞在動(dòng)態(tài)載荷作用下的應(yīng)力變化，這就直接影響了活塞疲勞壽命預(yù)測的準(zhǔn)確性[2]。因此，本研究對(duì)某柴油機(jī)活塞進(jìn)行了瞬態(tài)分析，計(jì)算了活塞在標(biāo)定工況下(2 000 r/min)的應(yīng)力時(shí)間歷程，并求得了在此工況下活塞的疲勞壽命。

1 計(jì)算模型

研究對(duì)象為V型12缸增壓柴油機(jī),應(yīng)用GT-Power建立了其在標(biāo)定工況下的工作過程計(jì)算模型,計(jì)算得到柴油機(jī)的各項(xiàng)參數(shù)。

在運(yùn)行過程中，活塞不僅受到周期性變化的高溫燃?xì)庾饔?，而且還受到活塞銷的反作用力、交變的側(cè)壓力和往復(fù)慣性力等，這些作用力的大小和作用位置難以確定，在進(jìn)行有限元分析時(shí)通常是基于假設(shè)條件對(duì)這些作用力進(jìn)行簡化，因此單獨(dú)對(duì)活塞進(jìn)行有限元分析會(huì)造成一定的誤差，其分析過程也較為復(fù)雜[3]。因此，本研究建立了包括曲柄連桿機(jī)構(gòu)和氣缸套在內(nèi)的裝配體模型，將活塞復(fù)雜的邊界條件轉(zhuǎn)化為部件內(nèi)部之間的相互作用，重點(diǎn)對(duì)活塞進(jìn)行溫度場和應(yīng)力場的計(jì)算。

用Creo建立各部件的的三維模型，完成裝配后將三維模型導(dǎo)入Ansys Workbench中，用四面體網(wǎng)格對(duì)活塞進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)定最大網(wǎng)格尺寸為6 mm，最小網(wǎng)格尺寸為2 mm，并對(duì)活塞頂面、活塞頂?shù)酌?、活塞銷座、裙部等處進(jìn)行加密處理，其余部件采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分，并對(duì)部件與部件之間的連接處進(jìn)行細(xì)化。裝配體和活塞網(wǎng)格模型見圖1。網(wǎng)格模型的單元數(shù)為172 442個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為297 783個(gè)?；钊牟牧蠟殄戜X合金，其具體屬性見表1。可以看出，材料對(duì)于溫度的變化比較敏感，當(dāng)溫度達(dá)到300 ℃時(shí)，材料的拉伸極限強(qiáng)度已經(jīng)不足常溫下的一半，這對(duì)活塞的疲勞壽命影響很大。

圖1 裝配體和活塞網(wǎng)格模型

溫度/℃導(dǎo)熱系數(shù)/W·(m·K)-1熱膨脹系數(shù)/K-1彈性模量/GPa拉伸極限強(qiáng)度/MPa20146．321．8×10-672390100150．522．6×10-668380200158．823．9×10-662325300167．224．3×10-650165400171．424．9×10-64275

2 載荷邊界條件的確定

2.1熱載荷邊界條件

活塞的溫度分布采用第三類邊界條件[4]計(jì)算，即

Φ=hA(tw-tf)。

(1)

式中：Φ為對(duì)流傳熱量；h為介質(zhì)的對(duì)流傳熱系數(shù);tw為活塞與周圍流場接觸面的溫度；tf為活塞周圍流場溫度。

活塞內(nèi)部的導(dǎo)熱為非穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱，其導(dǎo)熱方程為

(2)

式中：t為溫度；τ為時(shí)間；k為活塞材料的導(dǎo)熱系數(shù)；ρ為活塞材料密度；c為活塞材料比熱容；x，y，z為笛卡爾坐標(biāo)分量。

活塞各部位的傳熱邊界條件由試驗(yàn)和經(jīng)驗(yàn)公式相結(jié)合的方式確定。

2.1.1活塞頂面

(3)

(4)

式中：Tg為燃?xì)馑矔r(shí)溫度；αg為燃?xì)馑矔r(shí)對(duì)流傳熱系數(shù)；φ為曲軸轉(zhuǎn)角；φ0為終了時(shí)刻所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角。

圖2 瞬時(shí)溫度和瞬時(shí)對(duì)流傳熱系數(shù)

2.1.2活塞側(cè)面

活塞側(cè)面的換熱情況非常復(fù)雜。燃?xì)獾臒崃客ㄟ^活塞頂面?zhèn)髦粱鹆Π丁⒒钊h(huán)和裙部，再通過油膜、氣缸壁傳至冷卻水,這個(gè)過程包含了部件與不同介質(zhì)之間的對(duì)流傳熱，也包含了部件之間的導(dǎo)熱，分析難度較大，故此處將其近似處理成多層平板對(duì)流傳熱[6]，總的傳熱系數(shù)由各部件的導(dǎo)熱系數(shù)和流體的對(duì)流傳熱系數(shù)共同決定。其中火力岸處傳熱系數(shù)k1和環(huán)區(qū)的傳熱系數(shù)k2的計(jì)算公式分別為

(5)

(6)

式中：a1為火力岸與缸套的間隙；a2為環(huán)區(qū)上沿的間隙；b為缸套厚度；c為環(huán)中心間距；λ1為燃?xì)獾膶?dǎo)熱系數(shù)；λ2為缸套的導(dǎo)熱系數(shù)；λ3為活塞環(huán)的導(dǎo)熱系數(shù)；hω為缸套與冷卻水之間的對(duì)流傳熱系數(shù)。

2.1.3活塞內(nèi)腔

本研究的柴油機(jī)活塞采用機(jī)油飛濺潤滑的方式對(duì)內(nèi)腔進(jìn)行冷卻，其傳熱系數(shù)hoil的計(jì)算公式為

(7)

式中：t1為缸內(nèi)燃?xì)鉁囟?；t1為活塞頂面溫度；toil為活塞頂下內(nèi)側(cè)壁面的溫度；δ為活塞頂厚度。

采用硬度塞法對(duì)活塞表面的溫度進(jìn)行測量，測點(diǎn)布置見圖3。將測量值和仿真值進(jìn)行比較，并對(duì)邊界條件進(jìn)行修正,最后確定穩(wěn)態(tài)下活塞各部位的傳熱系數(shù)和對(duì)應(yīng)的環(huán)境溫度(見表2)，各測點(diǎn)的測量值和仿真值對(duì)比見表3。

圖3 活塞測點(diǎn)布置

區(qū)域溫度/℃?zhèn)鳠嵯禂?shù)/W·(m2·K)-1活塞頂820615．7火力岸90350第一道環(huán)槽901920第二道環(huán)槽902000第三道環(huán)槽901900裙部90390內(nèi)腔100650

表3 活塞測點(diǎn)溫度對(duì)比結(jié)果

從對(duì)比結(jié)果看，除了測點(diǎn)D與測點(diǎn)E誤差略大外，其余各點(diǎn)均在合理誤差范圍內(nèi)。

2.2機(jī)械載荷邊界條件

裝配體受到的作用力為缸內(nèi)燃?xì)鈮毫颓S的扭矩，外部邊界條件比較簡單，但是其內(nèi)部則包含了多個(gè)連接關(guān)系,由于研究的重點(diǎn)為活塞的應(yīng)力分布，并不關(guān)注其他部件連接處的應(yīng)力情況，所以對(duì)于遠(yuǎn)離活塞的連接關(guān)系可以用運(yùn)動(dòng)副來代替接觸，這樣可以在保證精度的前提下節(jié)約計(jì)算資源[7]。同時(shí),在柴油機(jī)實(shí)際運(yùn)行過程中,部件之間的連接處會(huì)產(chǎn)生摩擦力，而摩擦力的出現(xiàn)會(huì)導(dǎo)致仿真計(jì)算收斂困難，因此，在設(shè)定邊界條件時(shí)忽略了摩擦的影響。各部件之間連接關(guān)系見表4。

表4 裝配體各部件之間的連接關(guān)系

3 瞬態(tài)溫度場的計(jì)算與分析

在進(jìn)行瞬態(tài)溫度場分析時(shí)，首先計(jì)算活塞的穩(wěn)態(tài)溫度場(計(jì)算結(jié)果見圖4)，從而得到瞬態(tài)分析的初始條件，然后采用自動(dòng)時(shí)間步長的方法，設(shè)置初始步長為100個(gè)載荷步，最大步長為200個(gè)載荷步，將一個(gè)周期內(nèi)的瞬時(shí)對(duì)流傳熱系數(shù)和瞬時(shí)溫度施加在活塞頂面上，其他部位的邊界條件在穩(wěn)態(tài)分析的基礎(chǔ)上保持不變，由此計(jì)算得到活塞的瞬態(tài)溫度場。

圖4 活塞穩(wěn)態(tài)溫度場

計(jì)算完畢后，分別選取了活塞頂不同深度不同部位的溫度，以考察活塞在一個(gè)周期內(nèi)溫度的波動(dòng)情況，結(jié)果見圖5。可以看出，活塞頂面的溫度波動(dòng)最為劇烈，而隨著深度的增加，溫度的波動(dòng)逐漸變緩，當(dāng)深度超過2 mm后，溫度基本保持不變。

圖5 活塞頂不同深度溫度時(shí)間歷程

4 瞬態(tài)應(yīng)力場的計(jì)算與分析

4.1機(jī)械載荷作用下的瞬態(tài)應(yīng)力場

缸內(nèi)燃?xì)鈮毫ψ兓€由GT-Power計(jì)算得到，計(jì)算結(jié)果見圖6。將裝配體模型導(dǎo)入瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)模塊中，在活塞頂面以載荷步的形式施加燃?xì)鈮毫?載荷步的選取與前文保持一致)，同時(shí)在曲軸兩端施加2 000 r/min的恒定轉(zhuǎn)速，并約束缸套上表面沿x，y方向和缸套下定位帶表面沿z方向的移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)。

圖6 缸內(nèi)燃?xì)鈮毫ψ兓€

用第四強(qiáng)度理論計(jì)算活塞受到的等效應(yīng)力，即Von-Mises應(yīng)力，計(jì)算結(jié)果見圖7與圖8。圖7示出了最高燃燒壓力時(shí)刻(367.2°)活塞機(jī)械應(yīng)力分布云圖，圖8示出了一個(gè)周期內(nèi)活塞最大機(jī)械應(yīng)力時(shí)間歷程。可以看出：

1) 在最高燃燒壓力時(shí)刻，活塞銷座處的應(yīng)力高達(dá)171.3 MPa，是活塞結(jié)構(gòu)的危險(xiǎn)點(diǎn)；而活塞頂面和活塞裙部由于分別受到燃?xì)獾臎_擊和側(cè)推力的作用，導(dǎo)致應(yīng)力值都在較高的水平；

2) 與圖6缸壓曲線比較發(fā)現(xiàn)，活塞最大應(yīng)力的變化與燃?xì)鈮毫Φ淖兓瘞缀跬?，燃?xì)獾牟▌?dòng)直接影響活塞應(yīng)力的大小，特別是在最高燃燒壓力附近，應(yīng)力變化十分顯著。

圖7 最高燃燒壓力時(shí)刻活塞機(jī)械應(yīng)力分布云圖

圖8 活塞最大機(jī)械應(yīng)力時(shí)間歷程

4.2熱載荷作用下的瞬態(tài)應(yīng)力場

將前文分析得到的瞬態(tài)溫度結(jié)果以體載荷的形式施加到活塞上，并施加相同的恒定轉(zhuǎn)速和位移約束條件，由此求得了瞬態(tài)熱應(yīng)力場。計(jì)算結(jié)果見圖9與圖10。圖9示出了最高燃燒壓力時(shí)刻活塞應(yīng)力分布云圖，圖10示出了活塞最大應(yīng)力和活塞頂面中心的應(yīng)力時(shí)間歷程。結(jié)合圖9與圖10可以看出：

1) 活塞最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞頂?shù)南碌酌?，且?yīng)力值在一個(gè)周期內(nèi)基本保持不變；

2) 活塞頂面的應(yīng)力相對(duì)較小，但波動(dòng)幅度達(dá)到9.242 MPa，這說明活塞頂面應(yīng)力受其溫度場的變化影響較大。

圖9 最高燃燒壓力時(shí)刻活塞熱應(yīng)力分布云圖

圖10 活塞不同部位熱應(yīng)力時(shí)間歷程

4.3熱-機(jī)耦合作用下的瞬態(tài)應(yīng)力場

將燃?xì)鈮毫退矐B(tài)溫度計(jì)算結(jié)果同時(shí)施加于活塞上，并施加相同的約束條件，由此計(jì)算得到活塞熱-機(jī)耦合應(yīng)力場,計(jì)算結(jié)果見圖11與圖12。圖11示出了活塞在最高燃燒壓力時(shí)刻和最小壓力時(shí)刻的熱-機(jī)耦合應(yīng)力分布云圖，圖12示出了活塞最大應(yīng)力時(shí)間歷程。結(jié)合兩圖可以看出：

1) 在熱-機(jī)耦合作用下，不同時(shí)刻活塞的應(yīng)力分布有較大的區(qū)別，其最大應(yīng)力較單獨(dú)施加機(jī)械載荷時(shí)有所降低，熱載荷的作用在一定程度上減小了等效應(yīng)力值，而活塞總體的應(yīng)力值較單獨(dú)機(jī)械載荷作用時(shí)有所增加，環(huán)槽、活塞內(nèi)壁、活塞頂?shù)酌娴忍幍膽?yīng)力值都相應(yīng)增大；

2) 通過與圖8、圖10的最大應(yīng)力曲線比較發(fā)現(xiàn)：在熱-機(jī)耦合作用下，活塞的熱應(yīng)力在大部分時(shí)間內(nèi)占主導(dǎo)作用，但在最高燃燒壓力附近，機(jī)械載荷迅速占據(jù)主導(dǎo)，這是因?yàn)樵跓釕T性的作用下，活塞總體溫度場分布基本不變，使得活塞的熱應(yīng)力基本保持不變，而燃?xì)鈮毫Φ淖兓苯佑绊懟钊麘?yīng)力的變化，不存在滯后性，所以當(dāng)燃?xì)鈮毫Ψ€(wěn)定在一個(gè)較低的水平時(shí)，活塞的應(yīng)力分布與單獨(dú)作用熱載荷時(shí)的分布相似，而當(dāng)燃?xì)鈮毫眲∽兓瘯r(shí)，應(yīng)力迅速響應(yīng)，從而發(fā)生大幅度變化。

圖11 活塞不同時(shí)刻熱-機(jī)耦合應(yīng)力分布云圖

圖12 活塞最大熱-機(jī)耦合應(yīng)力時(shí)間歷程

5 疲勞壽命預(yù)測分析

5.1基本方法

疲勞是指材料在循環(huán)應(yīng)力和應(yīng)變作用下，在一處或幾處逐漸產(chǎn)生局部永久性累積損傷，經(jīng)一定循環(huán)次數(shù)后產(chǎn)生裂紋或突然發(fā)生完全斷裂的過程[8]。大量試驗(yàn)研究表明，應(yīng)力幅是疲勞破壞的主要因素。

對(duì)于常規(guī)疲勞設(shè)計(jì)，一般可以分為以下5個(gè)步驟：1)根據(jù)零件可能出現(xiàn)的疲勞破壞形式確定疲勞分析方法；2)對(duì)零件進(jìn)行有限元分析，得到零件的應(yīng)力分布；3)獲取材料的疲勞壽命曲線；4)獲取零件的載荷時(shí)間歷程，并處理成載荷譜；5)選擇合適的疲勞累積損傷準(zhǔn)則，結(jié)合材料的疲勞壽命曲線進(jìn)行疲勞計(jì)算。

5.2仿真計(jì)算

根據(jù)熱-機(jī)耦合仿真結(jié)果，活塞受到的最大應(yīng)力為163.05 MPa，小于活塞材料的屈服極限，結(jié)合柴油機(jī)的實(shí)際運(yùn)行情況，可以判斷出活塞熱-機(jī)耦合作用下的疲勞失效形式為高周疲勞，故采用名義應(yīng)力法計(jì)算。

5.2.1活塞材料的S-N曲線

活塞材料的拉伸極限強(qiáng)度隨溫度變化，不同溫度下的S-N曲線見圖13，N為循環(huán)次數(shù)。

圖13 活塞材料S-N曲線

5.2.2載荷譜

忽略柴油機(jī)在工作過程中的工況變化以及外載荷的隨機(jī)波動(dòng)，因此活塞在每個(gè)循環(huán)下的應(yīng)力變化都是保持一致的，故可直接將一個(gè)循環(huán)的熱-機(jī)耦合應(yīng)力時(shí)間歷程作為載荷譜。

5.2.3疲勞強(qiáng)度修正

材料的S-N曲線實(shí)際上是以標(biāo)準(zhǔn)光滑試樣為對(duì)象在對(duì)稱循環(huán)載荷的作用下測得的，而實(shí)際情況下零件的形狀、尺寸、表面情況、受到的載荷情況等都會(huì)影響零件的疲勞強(qiáng)度，需要對(duì)這些因素進(jìn)行討論：

1) 尺寸效應(yīng)的影響

一般而言，零件的尺寸越大，疲勞強(qiáng)度越低，這種現(xiàn)象稱作尺寸效應(yīng)，可用尺寸系數(shù)ε來表征，它代表幾何尺寸相似的零件與標(biāo)準(zhǔn)試樣的疲勞極限的比值。尺寸系數(shù)可通過查找尺寸系數(shù)曲線確認(rèn)，活塞的直徑為150 mm，通過查圖可知，尺寸系數(shù)近似取0.75。

2) 表面粗糙度的影響

零件表面加工粗糙，相當(dāng)于存在許多微缺口，零件受到載荷時(shí)便會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中，影響疲勞強(qiáng)度。為了考慮表面粗糙度對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響，在計(jì)算過程中引入了表面加工系數(shù)β1，表面加工系數(shù)與材料拉伸極限強(qiáng)度和表面加工方式之間存在一定的關(guān)系，β1代表某種加工表面的標(biāo)準(zhǔn)試樣和標(biāo)準(zhǔn)光滑試樣的疲勞極限的比值，由于活塞頂面在加工過程中進(jìn)行了拋光處理，較為光滑，因此可近似取β1=1。

3) 平均應(yīng)力的影響

活塞受到的是非對(duì)稱循環(huán)載荷，平均應(yīng)力不為零，因此必須進(jìn)行平均應(yīng)力修正[9]。其修正后的等效應(yīng)力幅σA可以由下式[10]確定：

σA=σa+ψσm。

(8)

式中：σa為應(yīng)力幅；ψ為平均應(yīng)力影響系數(shù)，鋁合金ψ取0.335；σm為平均應(yīng)力。

5.2.4疲勞累積損傷準(zhǔn)則

線性累積損傷準(zhǔn)則(即Miner準(zhǔn)則)認(rèn)為，當(dāng)構(gòu)件吸收的能量達(dá)到極限值時(shí)即產(chǎn)生疲勞破壞，此時(shí)其總損傷值為1，構(gòu)件吸收的能量與不同應(yīng)力水平所對(duì)應(yīng)的循環(huán)數(shù)之間呈正比。在實(shí)際運(yùn)用中，通常對(duì)Miner準(zhǔn)則進(jìn)行修正[11]，結(jié)合零部件實(shí)際情況，確認(rèn)總損傷值a，經(jīng)過修正后的Miner準(zhǔn)則表達(dá)式如下：

(9)

式中：D為損傷值；l為應(yīng)力水平；ni為各應(yīng)力水平下的循環(huán)次數(shù)；Ni為各應(yīng)力水平下的疲勞壽命；a取0.7。

5.3結(jié)果分析

在Ncode designlife中構(gòu)建疲勞分析框圖，將活塞熱-機(jī)耦合瞬態(tài)分析結(jié)果導(dǎo)入輸入模塊中，調(diào)整分析引擎中的載荷譜來源為時(shí)間步輸入，選擇分析方法為MultiTemperatureCurve，并添加材料映射，最后選擇線性累積損傷準(zhǔn)則進(jìn)行疲勞計(jì)算。

圖14和圖15分別示出了活塞的疲勞壽命云圖和活塞關(guān)鍵點(diǎn)的應(yīng)力時(shí)間歷程。從圖中可以看出：

1) 活塞最小循環(huán)次數(shù)為8.823×107次，折合柴油機(jī)運(yùn)行時(shí)間為1 470.5 h，大于該柴油機(jī)的大修間隔期(1 000 h)，活塞可以滿足使用要求；

2) 活塞疲勞危險(xiǎn)位置為活塞銷座內(nèi)側(cè)上部，觀察該處的應(yīng)力時(shí)間歷程可以發(fā)現(xiàn)，該處不僅出現(xiàn)了應(yīng)力集中，是活塞的結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)，而且由于一個(gè)周期內(nèi)熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力的循環(huán)交替，其應(yīng)力幅也很大，導(dǎo)致該處極易出現(xiàn)疲勞失效；同時(shí)活塞頂面處的疲勞壽命也較短，這是因?yàn)樵撎帨囟容^高，導(dǎo)致疲勞強(qiáng)度嚴(yán)重下降，而且由于表層溫度的周期性變化和燃?xì)鈮毫Φ闹苯幼饔?，該處的?yīng)力波動(dòng)也較為顯著；

3) 活塞頂面的應(yīng)力水平小于活塞頂?shù)酌?，而其疲勞壽命卻遠(yuǎn)低于活塞頂?shù)酌娴钠趬勖?，這是因?yàn)榛钊斆嬷苯映惺芨邷馗邏旱娜細(xì)庾饔?，?yīng)力變化較為劇烈，應(yīng)力幅較大(14.71 MPa)，對(duì)疲勞壽命影響大；而活塞底面雖然應(yīng)力值較大，但應(yīng)力幅較小(6.685 MPa)，相對(duì)而言受到的載荷波動(dòng)較為平緩，而且受到的熱負(fù)荷影響也相對(duì)較小，因此疲勞壽命較高。

圖14 活塞疲勞壽命云圖

圖15 活塞不同部位熱-機(jī)耦合應(yīng)力時(shí)間歷程

6 結(jié)束語

建立了由曲柄連桿機(jī)構(gòu)和缸套等部件組成的裝配體模型，對(duì)活塞進(jìn)行了瞬態(tài)分析，分別研究了活塞在熱載荷作用、機(jī)械載荷作用和熱-機(jī)耦合作用下的應(yīng)力場分布情況，求得了一個(gè)循環(huán)中活塞的應(yīng)力時(shí)間歷程。

在瞬態(tài)分析的基礎(chǔ)上，對(duì)應(yīng)力時(shí)間歷程進(jìn)行了平均應(yīng)力修正，并考慮了活塞的尺寸效應(yīng)和表面粗糙度的影響，然后采用名義應(yīng)力法計(jì)算了活塞的疲勞壽命，分析得出活塞危險(xiǎn)位置為銷座內(nèi)側(cè)上部，該處的循環(huán)次數(shù)為8.823×107次，能滿足柴油機(jī)的使用要求，驗(yàn)證了活塞結(jié)構(gòu)的合理性。

從應(yīng)力時(shí)間歷程入手，分析了活塞不同位置的壽命情況，進(jìn)一步驗(yàn)證了應(yīng)力幅是影響疲勞壽命的主要因素，同時(shí)溫度對(duì)活塞疲勞壽命影響也較大。

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PredictionofFatigueLifeforDieselEnginePistonBasedonTransientAnalysis

HE Panpan1,LIU Jianmin2,WANG Pukai1,LIU Yanbin1,KANG Qi1

(1.Department of Mechanical Engineering,Academy of Armored Force Engineering,Beijing 100072,China;2.Department of Training,Academy of Armored Force Engineering,Beijing 100072,China)

Taking the piston of turbocharged diesel engine as the research object, the FEA model of crank and connecting rod mechanism and cylinder assembly was built and the stress distribution of piston was calculated under thermal load，mechanical load and thermal and mechanical coupling load. Then the thermal and mechanical coupled stress field was used as fatigue load and the fatigue life of piston was computed according to nominal stress approach. The results show that the short life region was the upper part inside piston pin boss. In this area, the minimum cycle is 8.823×107or around 1 470.5 h.Accordingly, the structure of piston is reasonable and can meet the application requirements of diesel engine.

diesel engine；piston;transient analysis;thermal-mechanical couple;fatigue life

2017-04-12；

2017-07-11

國家“973”計(jì)劃項(xiàng)目(坦克裝甲車輛柴油機(jī)高原性能重大基礎(chǔ)研究，項(xiàng)目編號(hào)201697301)

何盼攀(1993—)，男，碩士，主要研究方向?yàn)檠b甲車輛動(dòng)力系統(tǒng)總體技術(shù)；413901266@qq.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.05.011

TK423.33

B

1001-2222(2017)05-0057-07

[編輯： 姜曉博]