基于ANSYS的內燃機活塞耦合應力與強度計算

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活塞是內燃機的一個重要零件，不僅結構復雜，工作環境也十分惡劣。活塞工作狀態時，受高壓燃氣壓力、高速往復運動產生的慣性力、側向壓力和摩擦力等周期性載荷作用，產生機械應力和機械變形，同時高壓氣體燃燒產生的高溫使活塞溫度分布不均，導致活塞產生熱應力和熱變形[1]。活塞在熱應力和機械應力耦合作用下將可能產生裂紋、活塞環膠結以及拉缸等失效現象[2]。

為了保證活塞正常工作，有限元法被廣泛應用到活塞的設計計算中。但以往的工作大多對活塞的熱應力和機械應力分別單獨計算[2-5]。考慮到內燃機在實際工作中，機械應力和熱應力是同時發生的，本文以ANSYS軟件為工具，以某柴油機活塞為研究對象，考慮到活塞機械應力和熱應力的耦合作用，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.網格劃分

根據活塞的結構特點，選擇structure brick 45單元，對活塞進行網格劃分。該單元既適合機械應力分析，也可以進行熱應力分析。網格劃分后的活塞如圖2所示，共有40 339個結點，21 710個單元。

圖2 有限元網格

活塞應力分析

活塞網格劃分后，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力和熱應力，再分析計算耦合應力。

1.機械應力分析

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，根據內燃機的實測示功圖，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。

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

2.熱應力分析

根據活塞實際工況，熱應力分析時，取溫度邊界條件如下：活塞頂部表面熱交換系數為αm=640W/m2K，活塞頂面燃氣的平均溫度為800°，導熱系數為λ=236W/mk，比熱C=902J/kgK，線膨脹系數為2.1×10-6/℃。活塞環、環槽表面的熱交換系數αm=900W/m2K，裙部表面的熱交換系數αm=360W/m2K。內腔上部受噴油冷卻，熱交換系數為α=1100W/m2K。其中活塞頂的底面受噴油冷卻，冷卻油溫度110～130℃，取120℃，外側氣缸套溫度200～75℃，取150℃。另外整個活塞處在一個39℃的油霧環境中，其熱交換系數α=62.3W/m2K。

圖3 熱應力分布

ANSYS分析表明：最大熱應力發生在銷孔處，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力。

3.耦合應力分析

耦合分析處理方法是在熱分析的處理基礎之上，刪除所有的載荷數據，將分析類型由熱分析轉換到機械結構分析，添加材料屬性，將熱分析的結果文件（*.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力和變形。

耦合分析的計算結果表明，危險點也發生在活塞銷處，危險點的應力，即最大耦合應力（Von Mises Stress）154MPa，如圖4所示。比較圖3和圖4可見，熱應力對耦合應力起主導作用，它是決定活塞強度的主要因素，熱應力最大處也就是耦合應力最大處。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力。

圖4 耦合應力分布

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，取許用應力[σ]=160MPa，耦合分析計算表明，危險點的Von Mises Stress應力σmax=154MPa，即滿足σmax≤[σ]。可見，活塞靜強度足夠。

2.疲勞強度計算

內燃機在實際工作時，活塞危險點承受最大耦合應力154MPa、最小耦合應力132MPa的周期作用，活塞承受非對稱穩定循環變應力作用，將可能發生疲勞破壞，活塞設計必須進行疲勞強度計算。根據疲勞強度計算的安全系數法，有疲勞強度條件[6]。

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

疲勞強度安全系數滿足要求。

結論與展望

1.結論

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

3）疲勞強度計算結果表明，本文所研究的活塞疲勞強度足夠，滿足安全要求。

2.展望

1）熱應力分析邊界條件的選擇，值得進一步完善，如能根據內燃機實測溫度場，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，也活塞慣性力即內燃機動力學效應對機械應力的影響。

3）內燃機在實際工作時，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力和疲勞強度的影響是一項有意義的工作。