基于ANSYS的内燃机活塞耦合应力与强度计算

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活塞是内燃机的一个重要零件，不仅结构复杂，工作环境也十分恶劣。活塞工作状态时，受高压燃气压力、高速往复运动产生的惯性力、侧向压力和摩擦力等周期性载荷作用，产生机械应力和机械变形，同时高压气体燃烧产生的高温使活塞温度分布不均，导致活塞产生热应力和热变形[1]。活塞在热应力和机械应力耦合作用下将可能产生裂纹、活塞环胶结以及拉缸等失效现象[2]。

为了保证活塞正常工作，有限元法被广泛应用到活塞的设计计算中。但以往的工作大多对活塞的热应力和机械应力分别单独计算[2-5]。考虑到内燃机在实际工作中，机械应力和热应力是同时发生的，本文以ANSYS软件为工具，以某柴油机活塞为研究对象，考虑到活塞机械应力和热应力的耦合作用，研究这种耦合作用下活塞的强度计算问题。

活塞有限元模型的建立

1.活塞几何模型建立

由于活塞几何形状复杂，直接利用ANSYS软件建立活塞的几何模型，十分困难[6]，而UG软件具有很强的几何造型能力，故对活塞采用UG软件进行几何造型，用*.igs格式保存副本，即得到IGES类型的文件，该文件便可以被ANSYS软件直接导入，从而得到ANSYS几何模型。所建立的活塞几何模型如图1所示。

图1 活塞几何模型

2.网格划分

根据活塞的结构特点，选择structure brick 45单元，对活塞进行网格划分。该单元既适合机械应力分析，也可以进行热应力分析。网格划分后的活塞如图2所示，共有40 339个结点，21 710个单元。

图2 有限元网格

活塞应力分析

活塞网格划分后，就可以进行有限元分析。为了便于比较，首先分别单独分析活塞的机械应力和热应力，再分析计算耦合应力。

1.机械应力分析

活塞的材料是硅铝合金，其材料的特性如下：弹性摸量E=70.8GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=2700kg/m3，根据内燃机的实测示功图，取最大压力8.6156MPa，最小压力0.08MPa。边界条件取活塞顶部作用气体压力，固定活塞销孔处的全部位移。

计算结果表明：在最大压力下活塞应力最大处发生在活塞内腔上部，最大应力为73.7MPa，活塞的最小应力为0.11MPa。而在最小压力作用下的活塞应力，最大处也是在相同的位置，最大应力为0.68MPa，活塞的最小应力为0.001MPa。

2.热应力分析

根据活塞实际工况，热应力分析时，取温度边界条件如下：活塞顶部表面热交换系数为αm=640W/m2K，活塞顶面燃气的平均温度为800°，导热系数为λ=236W/mk，比热C=902J/kgK，线膨胀系数为2.1×10-6/℃。活塞环、环槽表面的热交换系数αm=900W/m2K，裙部表面的热交换系数αm=360W/m2K。内腔上部受喷油冷却，热交换系数为α=1100W/m2K。其中活塞顶的底面受喷油冷却，冷却油温度110～130℃，取120℃，外侧气缸套温度200～75℃，取150℃。另外整个活塞处在一个39℃的油雾环境中，其热交换系数α=62.3W/m2K。

图3 热应力分布

ANSYS分析表明：最大热应力发生在销孔处，其Von Mises Stress最大值145MPa。另外，相对于其他部分，在活塞燃烧室底部也有比较大的热应力。

3.耦合应力分析

耦合分析处理方法是在热分析的处理基础之上，删除所有的载荷数据，将分析类型由热分析转换到机械结构分析，添加材料属性，将热分析的结果文件（*.rth）作为热载荷加入到耦合分析中，在施加位移约束条件以及载荷边界条件后，就可求解在热负荷和机械负荷作用下的耦合应力和变形。

耦合分析的计算结果表明，危险点也发生在活塞销处，危险点的应力，即最大耦合应力（Von Mises Stress）154MPa，如图4所示。比较图3和图4可见，热应力对耦合应力起主导作用，它是决定活塞强度的主要因素，热应力最大处也就是耦合应力最大处。另外，相对于其他部分，在活塞燃烧室底部也有较大的耦合应力。

图4 耦合应力分布

活塞强度计算

1.静强度计算

疲劳强度计算前需要进行静强度计算，活塞材料为铝合金，取许用应力[σ]=160MPa，耦合分析计算表明，危险点的Von Mises Stress应力σmax=154MPa，即满足σmax≤[σ]。可见，活塞静强度足够。

2.疲劳强度计算

内燃机在实际工作时，活塞危险点承受最大耦合应力154MPa、最小耦合应力132MPa的周期作用，活塞承受非对称稳定循环变应力作用，将可能发生疲劳破坏，活塞设计必须进行疲劳强度计算。根据疲劳强度计算的安全系数法，有疲劳强度条件[6]。

由耦合应力分析知，在内燃机工作过程中，危险点在活塞销孔处，对应结点号为3783，此最大等效应力σmax=154MPa。再从最小压力下该结点的等效应力结果中查出最小等效应力σmin=132MPa，应力幅Sa=（σmax-σmin）/2=（154-132）/2=11MPa，平均应力σm=（σmax+σmin）/2=（154+132）/2=143MPa。活塞经过热处理，取疲劳强度极限σ-1=75MPa，，有效应力集中因数Kσ=1.0，尺寸因数εσ=1.0，表面质量因数β=1.25，材料系数Ψσ=0.2，因此疲劳安全系数

疲劳强度安全系数满足要求。

结论与展望

1.结论

1）利用ANSYS软件可以有效地解决活塞机械负荷和热负荷作用下的耦合应力分析和强度计算问题。利用UG软件几何造型，再导入ANSYS进行分析计算，是解决具有复杂几何形状零部件有限元分析的有效方法。

2）在机械负荷单独作用下，最大处在活塞内腔上部，其最大值为73.7MPa。在热负荷单独作用下，最大热应力发生在活塞销处，其最大值为145MPa。在机械负荷和热负荷联合作用下，最大耦合应力也在活塞销处，其最大值为154MPa。耦合应力中热应力起主导作用，耦合应力最大值与热应力最大值发生在同一处。可见改善活塞温度分布，降低热应力，是提高活塞承载能力的重要措施。

3）疲劳强度计算结果表明，本文所研究的活塞疲劳强度足够，满足安全要求。

2.展望

1）热应力分析边界条件的选择，值得进一步完善，如能根据内燃机实测温度场，施加温度边界条件，将会使得计算更准确。

2）本文只研究了气体压力的最大值和最小值对应的两个工况，没用考虑其他中间工况对活塞疲劳强度影响，也活塞惯性力即内燃机动力学效应对机械应力的影响。

3）内燃机在实际工作时，活塞边界上的温度是周期性变化的。研究温度变化对活塞动应力和疲劳强度的影响是一项有意义的工作。