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活塞是內(nèi)燃機的一個重要零件，不僅結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工作環(huán)境也十分惡劣?；钊ぷ鳡顟B(tài)時，受高壓燃氣壓力、高速往復(fù)運動產(chǎn)生的慣性力、側(cè)向壓力和摩擦力等周期性載荷作用，產(chǎn)生機械應(yīng)力和機械變形，同時高壓氣體燃燒產(chǎn)生的高溫使活塞溫度分布不均，導致活塞產(chǎn)生熱應(yīng)力和熱變形[1]?；钊跓釕?yīng)力和機械應(yīng)力耦合作用下將可能產(chǎn)生裂紋、活塞環(huán)膠結(jié)以及拉缸等失效現(xiàn)象[2]。

為了保證活塞正常工作，有限元法被廣泛應(yīng)用到活塞的設(shè)計計算中。但以往的工作大多對活塞的熱應(yīng)力和機械應(yīng)力分別單獨計算[2-5]?？紤]到內(nèi)燃機在實際工作中，機械應(yīng)力和熱應(yīng)力是同時發(fā)生的，本文以ANSYS軟件為工具，以某柴油機活塞為研究對象，考慮到活塞機械應(yīng)力和熱應(yīng)力的耦合作用，研究這種耦合作用下活塞的強度計算問題。

活塞有限元模型的建立

1.活塞幾何模型建立

由于活塞幾何形狀復(fù)雜，直接利用ANSYS軟件建立活塞的幾何模型，十分困難[6]，而UG軟件具有很強的幾何造型能力，故對活塞采用UG軟件進行幾何造型，用*.igs格式保存副本，即得到IGES類型的文件，該文件便可以被ANSYS軟件直接導入，從而得到ANSYS幾何模型。所建立的活塞幾何模型如圖1所示。

圖1 活塞幾何模型

2.網(wǎng)格劃分

根據(jù)活塞的結(jié)構(gòu)特點，選擇structure brick 45單元，對活塞進行網(wǎng)格劃分。該單元既適合機械應(yīng)力分析，也可以進行熱應(yīng)力分析。網(wǎng)格劃分后的活塞如圖2所示，共有40 339個結(jié)點，21 710個單元。

圖2 有限元網(wǎng)格

活塞應(yīng)力分析

活塞網(wǎng)格劃分后，就可以進行有限元分析。為了便于比較，首先分別單獨分析活塞的機械應(yīng)力和熱應(yīng)力，再分析計算耦合應(yīng)力。

1.機械應(yīng)力分析

活塞的材料是硅鋁合金，其材料的特性如下：彈性摸量E=70.8GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=2700kg/m3，根據(jù)內(nèi)燃機的實測示功圖，取最大壓力8.6156MPa，最小壓力0.08MPa。邊界條件取活塞頂部作用氣體壓力，固定活塞銷孔處的全部位移。

計算結(jié)果表明：在最大壓力下活塞應(yīng)力最大處發(fā)生在活塞內(nèi)腔上部，最大應(yīng)力為73.7MPa，活塞的最小應(yīng)力為0.11MPa。而在最小壓力作用下的活塞應(yīng)力，最大處也是在相同的位置，最大應(yīng)力為0.68MPa，活塞的最小應(yīng)力為0.001MPa。

2.熱應(yīng)力分析

根據(jù)活塞實際工況，熱應(yīng)力分析時，取溫度邊界條件如下：活塞頂部表面熱交換系數(shù)為αm=640W/m2K，活塞頂面燃氣的平均溫度為800°，導熱系數(shù)為λ=236W/mk，比熱C=902J/kgK，線膨脹系數(shù)為2.1×10-6/℃?；钊h(huán)、環(huán)槽表面的熱交換系數(shù)αm=900W/m2K，裙部表面的熱交換系數(shù)αm=360W/m2K。內(nèi)腔上部受噴油冷卻，熱交換系數(shù)為α=1100W/m2K。其中活塞頂?shù)牡酌媸車娪屠鋮s，冷卻油溫度110～130℃，取120℃，外側(cè)氣缸套溫度200～75℃，取150℃。另外整個活塞處在一個39℃的油霧環(huán)境中，其熱交換系數(shù)α=62.3W/m2K。

圖3 熱應(yīng)力分布

ANSYS分析表明：最大熱應(yīng)力發(fā)生在銷孔處，其Von Mises Stress最大值145MPa。另外，相對于其他部分，在活塞燃燒室底部也有比較大的熱應(yīng)力。

3.耦合應(yīng)力分析

耦合分析處理方法是在熱分析的處理基礎(chǔ)之上，刪除所有的載荷數(shù)據(jù)，將分析類型由熱分析轉(zhuǎn)換到機械結(jié)構(gòu)分析，添加材料屬性，將熱分析的結(jié)果文件（*.rth）作為熱載荷加入到耦合分析中，在施加位移約束條件以及載荷邊界條件后，就可求解在熱負荷和機械負荷作用下的耦合應(yīng)力和變形。

耦合分析的計算結(jié)果表明，危險點也發(fā)生在活塞銷處，危險點的應(yīng)力，即最大耦合應(yīng)力（Von Mises Stress）154MPa，如圖4所示。比較圖3和圖4可見，熱應(yīng)力對耦合應(yīng)力起主導作用，它是決定活塞強度的主要因素，熱應(yīng)力最大處也就是耦合應(yīng)力最大處。另外，相對于其他部分，在活塞燃燒室底部也有較大的耦合應(yīng)力。

圖4 耦合應(yīng)力分布

活塞強度計算

1.靜強度計算

疲勞強度計算前需要進行靜強度計算，活塞材料為鋁合金，取許用應(yīng)力[σ]=160MPa，耦合分析計算表明，危險點的Von Mises Stress應(yīng)力σmax=154MPa，即滿足σmax≤[σ]。可見，活塞靜強度足夠。

2.疲勞強度計算

內(nèi)燃機在實際工作時，活塞危險點承受最大耦合應(yīng)力154MPa、最小耦合應(yīng)力132MPa的周期作用，活塞承受非對稱穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力作用，將可能發(fā)生疲勞破壞，活塞設(shè)計必須進行疲勞強度計算。根據(jù)疲勞強度計算的安全系數(shù)法，有疲勞強度條件[6]。

由耦合應(yīng)力分析知，在內(nèi)燃機工作過程中，危險點在活塞銷孔處，對應(yīng)結(jié)點號為3783，此最大等效應(yīng)力σmax=154MPa。再從最小壓力下該結(jié)點的等效應(yīng)力結(jié)果中查出最小等效應(yīng)力σmin=132MPa，應(yīng)力幅Sa=（σmax-σmin）/2=（154-132）/2=11MPa，平均應(yīng)力σm=（σmax+σmin）/2=（154+132）/2=143MPa?；钊?jīng)過熱處理，取疲勞強度極限σ-1=75MPa，，有效應(yīng)力集中因數(shù)Kσ=1.0，尺寸因數(shù)εσ=1.0，表面質(zhì)量因數(shù)β=1.25，材料系數(shù)Ψσ=0.2，因此疲勞安全系數(shù)

疲勞強度安全系數(shù)滿足要求。

結(jié)論與展望

1.結(jié)論

1）利用ANSYS軟件可以有效地解決活塞機械負荷和熱負荷作用下的耦合應(yīng)力分析和強度計算問題。利用UG軟件幾何造型，再導入ANSYS進行分析計算，是解決具有復(fù)雜幾何形狀零部件有限元分析的有效方法。

2）在機械負荷單獨作用下，最大處在活塞內(nèi)腔上部，其最大值為73.7MPa。在熱負荷單獨作用下，最大熱應(yīng)力發(fā)生在活塞銷處，其最大值為145MPa。在機械負荷和熱負荷聯(lián)合作用下，最大耦合應(yīng)力也在活塞銷處，其最大值為154MPa。耦合應(yīng)力中熱應(yīng)力起主導作用，耦合應(yīng)力最大值與熱應(yīng)力最大值發(fā)生在同一處。可見改善活塞溫度分布，降低熱應(yīng)力，是提高活塞承載能力的重要措施。

3）疲勞強度計算結(jié)果表明，本文所研究的活塞疲勞強度足夠，滿足安全要求。

2.展望

1）熱應(yīng)力分析邊界條件的選擇，值得進一步完善，如能根據(jù)內(nèi)燃機實測溫度場，施加溫度邊界條件，將會使得計算更準確。

2）本文只研究了氣體壓力的最大值和最小值對應(yīng)的兩個工況，沒用考慮其他中間工況對活塞疲勞強度影響，也活塞慣性力即內(nèi)燃機動力學效應(yīng)對機械應(yīng)力的影響。

3）內(nèi)燃機在實際工作時，活塞邊界上的溫度是周期性變化的。研究溫度變化對活塞動應(yīng)力和疲勞強度的影響是一項有意義的工作。