来源： 作者： 时间：2010-05-17

[ 摘 要 ] 应用ANSYS软件对柴油机重要部件—活塞原结构及其改进后的方案进行三维有限元分析。首先，对活塞进行热分析，得到它的温度场分布情况，并在此基础上计算其不同工况下的综合应力场. 分析结果表明：新方案活塞的强度、刚度以及可靠性均优于原结构。

[ 关键词 ] 柴油机；活塞；有限元分析；温度场

Comparative Analysis on New and Old Piston of 16V280ZJH Diesel

.

[ Abstract ] By using software ANSYS，three-dimensional FEA is applied to the piston，an important parts of diesel，when it is in its original form and its modified structure. First of all，the thermal analysis is presented and the temperature distribution of the piston is obtained. Based on this condition，the integrative stress field is computed in various working performance of the piston. The results of this analysis indicate that the strength，rigidity and reliability of the new structure of the piston are better than its original form.

[ Keyword ] Diesel；Piston；FEA； temperature field

1 前言

活塞是柴油机的主要受热零件，工作时，处于高温、高压、高负荷的恶劣环境下，经受周期性交变的机械负荷和热负荷的作用，容易发生故障。因此，活塞的结构是否合理，热负荷分布是否均匀，强度和刚度是否满足设计要求，一直是设计人员在柴油机研发和改进中十分关注的热点问题。

我厂16V280ZJH型大功率柴油机原活塞，在运用中暴露出可靠性严重不足的缺陷。为提高活塞的可靠性，保证柴油机整机的使用寿命，我厂针对出现的问题，对活塞原进行改进，开发出了新结构的柴油机活塞。为验证改进后的效果，并为活塞的进一步改进和优化提供依据，我们应用大型分析软件ANSYS对新、旧活塞进行温度场分析，并在此基础上对它们的强度、刚度进行有限元分析计算和对比。

2 计算模型

2.1 实体模型

实体模型根据16V280ZJH型柴油机新、旧两种活塞原型(设计方案)，在ANSYS环境下建立，包括活塞头、活塞体和预紧螺栓。利用活塞结构的对称性，建立的实体模型只取活塞的四分之一。另外，在不影响整体计算结果的前提下对部分圆角、倒角、沟槽等细小结构进行了适当的简化处理。

2.2 有限元模型

有限元模型中，新、旧活塞相同的部位采用的单元类型相同，网格粗细程度一致。实体部分均采用四面体10节点单元进行自由网格划分；活塞头与活塞体之间的接触面采用接触单元TARGE170和CONTA174进行模拟。新、旧活塞的有限元模型见图1、图2。

2.3 材料常数

16V280ZJA柴油机新、旧活塞的活塞体材料牌号为4032锻铝，活塞头、预紧螺栓材料牌号为42CrMo。计算模型中的材料参数见表1、表2。

3 计算工况及载荷条件

柴油机工作过程中，作用于活塞上的载荷有螺栓预紧力、气缸气体压力、温度、往复惯性力以及连杆在倾斜位置时的侧压力(本文中所分析的工况均为活塞处于上止点位，故不涉及侧压力)。其中螺栓预紧力为恒定载荷，温度在活塞的往复循环工作过程中虽稍有变化，但为了便于计算也将它认定为恒定载荷，气缸气体压力和往复惯性力则仍按循环交变载荷考虑。

大量的研究结果表明，热负荷是造成活塞失效的主要因素之一，随着柴油机强化指标的不断提高，它的影响作用也越来越突出。为准确计算活塞在各个工况下的应力情况，全面考察活塞的静强度、刚度以及疲劳强度，确定活塞的温度场分布是非常必要的。为此，我们首先对活塞进行三维温度场分析，得到其温度场分布。在此基础上，综合16V280ZJH型柴油机曲柄连杆机构的动力学计算结果以及活塞的工作状态，确定综合分析工况（爆发工况）：活塞处于上止点位，活塞上作用的载荷有机械载荷和温度载荷。机械载荷包括螺栓预紧力、活塞顶部气体压力以及往复惯性力，温度载荷从热分析结果中读取。

另外，为考察温度载荷、机械载荷分别对活塞的影响，还分析了热应力和机械力两种工况下活塞的应力和变形情况：

热应力工况：此工况只考虑活塞热负荷下的的应力和变形。

机械力工况：此工况下，不考虑热负荷的影响，活塞处于上止点位，承受最大的机械载荷。载荷包括螺栓预紧力、活塞顶部气体压力以及往复惯性力。

表1 4032锻铝的主要性能参数

4.1 活塞三维温度场分析

准确合理地确定传热边界条件(燃气、冷却水、冷却油等介质的温度，活塞边界与各介质之间的传热系数)，是计算活塞温度场分布的关键。由于活塞各边界部位的热负荷严重不均，加上各传热介质的温度以及计算传热系数所需的参数(例如：冷却水和冷却油的流速)难以确定，如果机械地照搬原有的经验公式来计算传热系数，势必会造成较大的温度场分布偏差，从而影响整体的分析结果。因此在活塞温度场分析过程中，必需结合活塞的实际使用情况对边界条件加以修正，使温度场分布最终的计算结果与实测结果相符，为后续的强度及刚度分析提供准确的边界条件。

本次温度场分析，以活塞在实际工作状态下的几个实测点的温度值为依据进行，计算时取活塞顶面测点的温度为已知边界条件，依照测点的分布将顶面沿径向划分为几个环形面，每个环形面内的温度由里向外线性过渡，其它测点的温度则作为调试时的目标参考值。调试过程中，我们对部分区域的换热系数和环境温度进行了反复地休正，经过多次的调试，最终得到了与实测值基本吻合的温度分布，具体的数据见表3。

表3 新、旧活塞各测点温度的计算值与实测值

根据活塞头、活塞体的材料特点及应力状态，只用等效应力来考察活塞头的强度，而活塞体的强度则分别用第1主应力和等效应力来考察。按本文第3节选取的计算工况及确定边界条件在ANSYS中求解计算，结果分述如下：

4.2.1 新、旧活塞头各工况下的应力

新、旧活塞头各工况下等效应力最大值见表4，综合工况下应力分布见图3、图4。仅有温度载荷作用时，新、旧活塞头的最大等效应力分别为380MPa、378MPa，出现的部位相同，都出现在内、外腔沟通孔处；仅有机械载荷作用时，新、旧活塞头的等效应力最大应力值分别为276MPa、294MPa，出现的部位相同，都出现在内、外腔沟通孔处；温度载荷和机械载荷同时作用时，新、旧活塞头的最大等效应力分别为463MPa、478MPa，出现的部位相同，都出现在第一环槽处。

表4 新、旧活塞头各工况下等效应力最大值

4.2.2 新、旧活塞体各工况下的应力

新、旧活塞体各工况下的第1主应力和等效应力最大值参见表5，综合工况下应力分布见图5~图8。根据限元计算分析的结果，对各工况下的应力分布情况进行比较，结果如下：

表5 新、旧活塞体各工况下第1主应力、等效应力最大值

（1）热应力工况：新、旧活塞体的拉应力(第1主应力)最大值都出现在顶部R12凹槽与顶面相交处，最大应力值分别为151MPa、163MPa；新、旧活塞体的等效应力最大值都出现在顶面外侧，最大应力值分别为171MPa、188MPa。新活塞体与旧活塞体相比，最大拉应力降低约7％，最大等效应力降低约9％。

（2）机械力工况：新活塞体的拉应力(第1主应力)最大值出现在销孔与螺栓孔相交处，最大应力值为63MPa，旧活塞体的拉应力(第1主应力)最大值出现在销孔凹槽与润滑油孔相交处，最大应力值为68MPa；新、旧活塞体等效应力最大值均为154MPa，都出现在销孔与开档相接处。新活塞体与旧活塞体相比，最大拉应力降低约7％，最大等效应力相同。

（3）综合工况：新、旧活塞体的拉应力(第1主应力)最大值都出现在顶部R12凹槽与顶面相交处，最大应力值分别为91MPa、98.6MPa；新、旧活塞体的等效应力最大值都出现在顶面外侧，最大应力值分别为160MPa、181MPa。新活塞体与旧活塞体相比，最大拉应力降低约8％，最大等效应力降低约12％。

4.2.3 新、旧活塞各工况下的变形情况

为了解新、旧活塞的变形情况，我们对新、旧活塞的第一至第四环槽高度变化以及活塞外圆周部分点的径向变形进行了考察。具体的考察项点、部位及数据参见表6。有限元计算分析结果比较如下：

(1)热应力工况：新、旧活塞除A点(新、旧活塞A点位置稍有差别，考察活塞顶岸变形以B点为主) 、C点外，其它考察点变形情况基本一致，相差均在0.003mm以内。

(2)机械力工况：新、旧活塞除G点外，其它考察点变形情况基本一致，相差均在0.004mm以内。

(3)综合工况：此工况下，新活塞的变形情况明显优于旧活塞，除C点两活塞的变形相同外，其它考察点新活塞变形都比旧活塞小。

表6 新、旧活塞在不同工况下的变形情况汇总

考察

5 结论

采用限元分析法对活塞原结构与改进后的结构进行了温度场、热应力、机械应力和热-机械耦合应力分析，通过对分析结果进行比较，得出如下结论：

(1)活塞在工作过程中综合应力主要来源于温度载荷引起的热应力，机械应力相对较小。热应力工况下，新、旧活塞体最大等效热应力分别为171MPa、188MPa，若按4032锻铝在150℃时的屈服强度181 MPa来评定，旧活塞体的最大应力值已超过屈服极限。热应力工况下，新、旧活塞头的最大等效热应力分别为380MPa、378MPa，远低于屈服强度785 MPa，说明新、旧活塞头在热应力工况下都有足够的静强度。

(2)在热应力工况和综合工况下，新活塞体等效应力和第1主应力的最大值均比旧活塞体小，因此新结构活塞体比原结构活塞体安全。

(3)综合工况下，新活塞顶岸径向变形比旧活塞小，第一环槽高度变化其本相同，新活塞的刚度较旧活塞高。

在相同载荷和边界条件下，新活塞的刚度和强度都比旧活塞高，从总体上看，新结构活塞比旧活塞安全。

[参考文献]

[1] 高泽远,等.机械设计手册.1991,第12版。

[2] 西安交通大学内燃机教研室.柴油机设计.1978下载本文