2100T二甲醚发动机的活塞设计毕业设计说明书

1、西华大学毕业设计说明书 毕业设计说明书 题 目:2100T二甲醚发动机的活塞 设计学院(直属系): 交通与汽车工程学院 目 录摘 要3Abstract31 绪论41.1 车用新型燃料概述41.2 二甲醚作为代用燃料的优势51.3 本课题选题意义及目的91.4 设计的主要内容及工作92 发动机工作过程计算112.1 本课题2100T二甲醚发动机原始参数112.2 二甲醚发动机工作过程计算113 活塞组设计143.1 活塞材料选择143.2 活塞结构设计153.2.1 活塞头部设计153.2.2 活塞裙部设计163.2.3 活塞与气缸配合间隙173.3 活塞环的设计173.3.1 气环的设计173

2、.3.2 油环的设计193.4 活塞销的设计194 活塞热分析204.1活塞热负荷概述204.2 有限元模型的建立204.2.1 活塞主要参数204.2.2 三维几何模型的建立214.3 活塞温度场边界条件224.4 活塞温度场有限元分析234.5 本章小结265 活塞机械负荷分析275.1 活塞的热负荷275.1.1 活塞热应力有限元分析275.2 活塞的机械负荷295.2.1活塞受力分析295.2.2 活塞顶气体压力295.2.3 活塞往复惯性力305.2.4 活塞裙部法向压力的确定315.3 机械应力边界条件325.4 活塞和机械负荷综合有限元分析325.5 本章小结346 总结35总结

3、和体会37致 谢38参考文献39452100T二甲醚发动机活塞设计摘 要本文分析了柴油机使用二甲醚代用燃料的现状和优势，并根据二甲醚燃料的特殊理化性质，对二甲醚发动机的活塞进行了设计，并用ANSYS有限元软件对活塞的热负荷和机械负荷进行耦合分析，为2100T二甲醚发动机活塞的耐久性和可靠性提供科学依据。分析结果显示，活塞的温度分布很不均匀，最大的温差达到了将近100K，这导致了活塞内部具有很大的热应力，通过ANSYS软件，分析出了活塞内腔顶部、第一环槽、第四道活塞环槽下沿和活塞销座上方外侧的热应力较大；活塞顶部热膨胀最严重。同时对活塞进行了热力耦合分析，分析结果表明设计出的活塞，符合热力要求。

4、关键词:二甲醚 活塞 热力耦合 有限元The design of 2100T DME engine piston AbstractThis paper analyzed the use of DME engine status and benefits of alternative fuels , DME engine piston designed under the DME fuel special physical and chemical properties, and piston thermal and mechanical loads are coupled analysis b

5、y using ANSYS finite element software . Providing a scientific basis of 2100T DME engine piston durability and reliability. The results showed that the pistons temperature distribution is uniform , the maximum temperature reached nearly 100K, which led inside the piston has a great thermal stress .

6、Analysis of maximum thermal stress of the piston cavity in the top of the piston by ANSYS software . Also conducted a piston coupled thermal analysis and the results found in this design for the 2100T piston , which meeting the strength requirements.Keywords:DME Piston Thermal coupling FEM1 绪论能源是人类赖

7、以生存和发展的重要物质基础之一，化石能源（主要指石油、煤、天然气）仍是当今世界的主要能源。20世纪50年代以后，全世界经历了三次重大的石油危机，由于石油危机的爆发，对世界经济造成巨大影响，国际舆论开始关注起世界能源危机问题。许多人甚至预言：世界石油资源将要枯竭，能源危机将是不可避免的。如果不做出重大努力去利用和开发各种能源资源，那么人类在不久的未来将会面临能源短缺的严重问题 。所以现在人类迫切的需要找到代用燃料，来缓解石油资源匮乏和需求之间的矛盾。1995年以来, 丹麦技大学、AVL 等公司对二甲醚用于柴油机进行了研究。在我国, 1997年西安交大开始进行直喷式柴油机燃用二甲醚性能研究, 成功

8、改造了高速二甲醚发动机并获自主知识产权,并于2000年9月成功研制出我国第一台二甲醚城市中巴车;2005年6月,上汽集团、上海交大联合上柴股份和上海焦化成功开发了我国首辆无黑烟二甲醚公交客车; 2005年9月西安交大和山东久泰联合开发了我国第一台油、二甲醚混合燃料客车1。所以我们可看出柴油机改用二甲醚为燃料越来越受人们所关注。首先我们知道活塞是内燃机的核心部件之一，它与活塞销、活塞环一起组成活塞组在气缸里作往复运动。它在高温、高压，高速、润滑困难，同时承受交变载荷的恶劣条件下工作。发动机故障大部分出现在活塞上，特别是强化程度越来越高的柴油机，活塞出现的故障约占整个柴油机故障的半数以上2。综上所

9、述，要对内燃机的燃料进行更改，考虑活塞的重新设计与强化，是必不可少的。1.1 车用新型燃料概述由图1-1可见,柴油机的燃油可以分为来自于石油产品的轻柴油，重柴油，船用燃料油以及天然气(LNG,CNG),液化石油气(LPG),醇类燃料(甲醇,乙醇),二甲醚(DME),生物柴油,乳化燃料等代用燃料3。太阳能天然气，煤生物质能石油 二甲醚生物柴油甲醇，乙醇碳酸二甲酯柴油汽油氢气甲烷裂解器+燃料电池柴油机汽油机燃料电池含氧燃料发动机LPG,CNG,沼气发动机图1-1车用燃料及来源图为了保障我国经济社会的可持续发展,缓解我国能源危机和环境污染的力。在对现有能源采取更有效地省油措施之外,还需要积极主动的研

10、究和发展新型清洁代用能源。政府部门及其内燃机相关行业正在大力对这一有着重大意义的课题开展研究。因此开展该领域课题的研究,对社会实践和理论都有着重大的意义。目前在柴油机上使用的代用燃料主要有:天然气(LNG,CNG)，液化石油气(LPG)，醇类燃料(甲醇,乙醇)，二甲醚(DME)，生物柴油，乳化燃料等。1.2 二甲醚作为代用燃料的优势人类对能源的需求与利用能源而造成环境污染之间的矛盾一直困绕着世界各国。汽车作为一个流动的污染源，在入口密集的城市和交通发达的工矿地区，到处散发着大量废气，严重威胁着居民的身心健康，破坏着生态平衡，成为大气污染的“罪魁祸首”。由于世界石油资源日趋减少，同时为解决发动机

11、的排放问题，在内燃机领域中对清洁代用燃料的研究已成为前沿课题。随着人们对环境污染重视程度的提高，世界各国对发动机排放的限制也日益严格。美曰欧各国既是世界汽车工业的先驱，同时也在控制汽车排放方面居世界领先地位。美国自从本世纪40年代加州的洛杉矶光化学烟雾事件以后，首先认识到汽车内燃机是城市空气污染的主要来源。1960年加州通过了“汽车污染物控制法令”，限制CO、HC的排放量。1963年美国联邦政府以此为依据制定了“大气净化法”。此后限制标准逐年严格：1970年后采用排放率标准；1971年又增加了NOx的排放限制。日本受美国排放限制的影响，早在1965年就着手调查本国的大气污染情况，并逐步制定出排

12、放标准和检测方法，并于1966年7月制定了汽车排放污染物标准，对CO进行了限制；1970年起又增加了HC的限制；1973年又增加了NOx的限制；80年代中期与美国相对应日本亦公布了重型车辆严格的微粒和NOx排放标准。1970年，欧共体(EEC)定了限制卡车排放的标准。1989年起对柴油轿车的微粒也作了限制4。表1-1为欧洲重型车用柴油机排放限值。表1-1 欧洲重型车用柴油机排放限值排放标准欧洲1欧洲2欧洲31)欧洲3测试循环ECE R49ECE R49ESCETC生效日期1992年1996年2000年2000年CO4.54.02.15.45HC1.11.10.66-NMHC-0.78CH4-1

13、.6NOx8.07.05.05.0PT0.36/0.612)0.15/0.253)0.10/0.133)0.213)1）还有动态烟度限值0.8m-1；2）适用于额定功率不大于85kW的柴油机；3）适用于单缸工作容积小于0.7L，额定转速大于3000r/min的柴油机。我国于1981年起开始制定汽车排放标准，从1983年起陆续颁布了一系列有关汽车和摩托车用内燃机的排气污染物排放标准和对应的测量方法。在机动车排放污染防治技术政策中规定我国轿车的排放控制水平，2000年达到相当于欧I水平，最大总质量不大于3.5T的其他轻型汽车(包括柴油车)型式认证产品的排放控制水平；2000年以后达到相当于欧I水平

14、；所有轻型汽车(含轿车)的排放控制水平，应于2004年前后达到相当于欧II水平，且10年前后争取与国际排放控制水平接轨；重型汽车(最大总质量大于3.5T)与摩托车的排放控制水平，2001年前后达到相当于欧I水平，2005年前后柴油车达到相当于欧II水平，2010年前后争取与国际排放控制水平接轨。 按热值计算，二甲醚热值仅为柴油热值的64.7% ，但同时二甲醚液体的密度只有柴油密度的78.5% 。按这个数据计算，在车辆使用二甲醚时，要达到原柴油机的动力性，二甲醚供给量应达到柴油的1.9倍。现在，二甲醚的市场价格为4100元/t左右，0号柴油市场价格在山东省达到了8200元/t左右，其他市场是84

15、00元/t8600元/t。因此，即便行驶相同里程，二甲醚汽车的燃料成本是柴油汽车燃油成本的2倍也是合算的5。根据我国自然条件和能源资源特色，如何在后石油时代，逐步改变汽车能源结构，发展汽车清洁代用燃料，在发动机上实现高效、低污染的燃烧，控制汽车发动机有害排放对我国城市大气质量带来的日趋严重的影响，已成为我国能源与环境研究中的一个十分重大和紧迫的研究课题。二甲醚(DME)具有燃料的主要性质，其热值约为64.686 kJm3，且其自身含氧，能够充分燃烧，不析碳、无残液，是最简单的醚类化合物，常温下为气态中压下为液态。液态时，无色无毒，对皮肤有轻微刺激，不致癌，腐蚀小；在大气中很快分解为水和CO2；

16、二甲醚和柴油都是高十六烷值类燃料，但因二甲醚分子组成中含氧且具有高挥发性，导致了二甲醚具有较好的减烟素质。如表1-2二甲醚和柴油、丙烷、丁烷、甲醇理化性质的对比6。表1-2 二甲醚和其他燃料理化性质的对比特性二甲醚柴油丙烷丁烷甲醇分子式CH3OCH3CXH1.8XC3H8C4H10CH3OH分子量46.071936044.1158.1332.04沸点/-24.918360-42-0.565蒸汽压/kPa，205.1-8.42.10.32液态密度/g.cm-10.6680.840.5010.610.79液态粘度/104Pa.s-10.155.356.280.10.180.768低热值/MJ.kg

17、-128.4342.546.3645.7419.5爆炸极限/%，空气中3.4170.66.52.19.41.98.4636.5着火温度/235250470365450十六烷值556040555理论空燃比/kg.kg-19.014.615.6615.456.5汽化潜热/kJ.kg-1,-204102503703581110碳含量/%52.28681.882.812.5氧含量/%34.800050氢含量/%131418.217.25从表1-2中可以看出，二甲醚作为柴油机燃料有如下优点7：（1）二甲醚分子结构只有C-H和C-O键，没有C-C键。含氧比例达到（34.8%），可以实现无烟燃烧，同时它可以

18、使用更大的废气再循环(EGR)，降低NOx排放。（2）二甲醚的十六烷值比柴油高，远高于其它代用燃料，因此在柴油机上燃用二甲醚不像甲醇、乙醇、液化石油气和天然气那样需要助燃措施。而且高的十六烷值可缩短着火滞燃期，减少预混合燃烧量，降低NOX排放。（3)二甲醚汽化潜热（460KJ/Kg）几乎是柴油(250KJ/kg)的两倍，可以大幅降低最高燃烧温度，NOx的排放。(4)二甲醚的沸点温度(-24)低，喷入气缸后的雾化速度比柴油快的多，燃烧品质也好的多。(5)二甲醚低热值（27.6MJ/kg）比柴油的（43MJ/kg)低（36%），但理论混合气热值（3.71MJ/m3）与柴油的（3.83MJ/m3）接

19、近，所以需要较小的空燃比。1.3 本课题选题意义及目的本课题，利用现有的活塞设计参考资料，对2100T二甲醚发动机的活塞进行了设计，然后利用有限元软件对设计出的活塞的热负荷和机械负荷承受情况进行分析，为2100T二甲醚发动机活塞工作的可靠性和耐久性的评价提供科学依据。我们知道二甲醚在发动机上面的应用分为压燃式和点燃式，其中压燃式分为纯二甲醚缸内直喷压燃式和二甲醚/柴油双燃料压燃式；而点燃式只要应用于预混和点燃发动机。众所周知，活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。所以要求设计出的活塞，满足活塞设计的技术要求：(1)使用热强度好、耐磨比重小、热

20、膨胀系数小、导热性好、工艺性好的材料；(2)有合理的形状和壁厚，保证散热良好，强度、刚度符合要求，重量轻，避免应力集中；(3)保证燃烧室气密性好，窜气、窜油少；(4)在不同工况下保持活塞与缸套的最佳配合间隙；(5)减少活塞从燃气中吸收热量，而已吸收的热量能顺利地散走；(6)在较低的机油油耗条件下，应该保证滑动面上有足够的润滑油8 。1.4 设计的主要内容及工作(1) 根据二甲醚燃料的特性对2100T柴油机进行工作过程计算得到燃烧室混合气瞬时爆发的最高温度和压力，根据教材和原有活塞原型设计出二甲醚发动机活塞，根据经验公式，和已有的研究成果和实际的发动机机型，确定活塞其他各处传热的换热边界条件。(

21、2) 应用软件PRO/E对活塞进行实体建模，并进行模拟的运动分析。并将活塞模型图转换为相应的工程图并结合CAD软件，完成其图样的绘制，以便实现对其进一步精确设计和检验。(3) 应用ANSYS软件，将边界条件加载到有限元模型中，计算出活塞在稳态条件下的温度场，对活塞的热负荷进行了评价。(4) 以稳态条件下得到的温度场作为边界条件，施加约束，计算活塞在温度载荷下的热应力和热应变。(5) 分析活塞在最大爆发压力的受力情况，忽略一些次要的受力，计算出活塞机械负荷边界条件，耦合稳态条件下的温度场，施加约束条件，得到活塞在机械负荷和热负荷共同作用下的应力场和应变场。2 发动机工作过程计算2.1 本课题21

22、00T二甲醚发动机原始参数表2-1 2100T二甲醚发动机机参数表缸径 D=100mm活塞行程 S=120mm连杆长度 L=200mm发动机转速 n=2000r/min压缩比 16供油提前角 18缸数i=2额定功率=18.4kW大气压力=0.1MPa大气温度=288Kgc0.52gh0.13go0.35示功图丰满系数0.9H低热值27600kJ/kg2.2 二甲醚发动机工作过程计算 （一） 排气过程 排气压力： 排气温度：（二） 进气过程 (1) 进气终了压力： (2) 进气终点温度： （三） 压缩过程：(1)压缩终点压力： (2)压缩终点温度： （四）燃烧过程：(1)理论所需空气量：(2)实

23、际分子变更系数：(3)燃烧最高温度： (4)最高燃烧压力：（五）膨胀过程(1)膨胀终点压力：(2) 膨胀终点温度：（六）发动机性能指标(1)平均指示压力：(2)指示热效率：(3)有效热效率： (4)有效燃油消耗率： (5)平均有效压力： (6)有效功率： (7) 通过上述算出条件，绘制出P-图图2-1 2100T二甲醚柴油机P-图 (8)通过上述算出条件，绘制出T-图图2-2 2100T二甲醚柴油机T-图3 活塞组设计根据活塞工作条件，在进行活塞设计时首先要求9-13：（1） 选用的热强度好，散热性好，热膨胀系数小，耐磨、有良好减摩性和工艺性的材料。（2） 形状和壁厚合理，吸热少，散热好，强度

24、，刚度符合要求，尽量避免应力集中，与缸套有最佳的配合间隙。（3） 密封性好，摩擦损失小。（4） 重量轻3.1 活塞材料选择活塞工作时，由于承受极高的热负荷和机械负荷，对活塞的材料有以下要求：强度高、重量轻、良好的滑动性绝热和导热性好、线膨胀系数小良好的耐磨和耐腐蚀性根据现有机型，常用的活塞材料有：1) 灰口铸铁灰口铸铁是较早应用于活塞的制造材料，它有：耐磨，耐蚀，耐热，热强度好，膨胀系数小，成本低，工艺性好等优点。但是它的材料密度大，在相同结构尺寸下，质量大，不适用于高速发动机。2） 铝合金目前采用较多的是硅铝系合金，它是在铝中加硅（SI）以减小热膨胀系数，提高耐磨、耐热性能，改善铝合金铸造性

25、能。在硅铝系合金中，虽然亚共晶硅铝合金的常温和高温强度均为最佳，但其热膨胀系数较大（2410-61/）。对于共晶硅铝合金（含硅11%13%），其膨胀系数较小（为20.51061/），但切削性比亚共晶硅铝合金和铜铝合金差。即便如此，共晶硅铝合金仍是现代活塞的标准铸造铝合金材料。3） 耐热钢及球墨铸铁材料高强化发动机，大多采用钢顶铝群，或钢顶铸铁群的组合油冷活塞。铝合金为现在比较流行的活塞材料。参照相似机型，对2100T二甲醚发动机的活塞，选用了ZL109共晶硅合金。3.2 活塞结构设计3.2.1 活塞头部设计图3-1活塞结构尺寸H-总高度 H1-压缩高度 h3-上裙高度 h4-孔销高度 H2-裙

26、长h1-火力岸高度 h2-环带高度 c1-环岸高度 b1-气环环槽高度 b2-油环环槽高度如图3-1可看出活塞头部包括顶部和环带部两部分。二甲醚燃料较柴油有更好的挥发性，为了降低二甲醚发动机噪音。提高舒适度，活塞采用偏置式半球型燃烧室，偏心度a为3.2mm，半径为18mm。活塞火力岸高度h1是根据强度、刚度及散热条件来确定的。通常情况下，柴油机铝活塞h1值约为（0.10.2）D。为了使活塞的第一环槽能正常工作而不至于过早损坏，除了适当的选择顶岸高度外，采取以下措施：1） 保证活塞在上止点时，第一环的位置处与冷却水套中。2） 将第一环槽安排在活塞顶厚度以下。即：活塞h1=20mm。环带的高度h2

27、取决于气环和油环的数目以及各环槽和环岸的高度。活塞环数取决于密封的要求，它与内燃机的气体压力及转速有关。由于漏气量随气体压力和气缸直径的增大而增大，随内燃机转速的增大而减小，因此高速内燃机的环数比低速内燃机的少，汽油机的环数比柴油机的少。根据上述理论，采用三道气环一道油环较为合理。因受到高压燃气作用和环对环槽肩的冲击，环槽肩应有足够的强度，以防止环槽。而第一环受到的气体压力比其他环肩高，所以第一道环槽肩的厚度比其他环槽肩的后的大。 (1) 由(1)式中：z-环槽深度，mm；PZ-最高爆发压力，N/mm2；-环槽材料许用应力。又由：铝合金 =26N/mm2得：气环槽高b1=2.5mm；油环环槽高

28、b2=4mm；环岸C1=4mm3.2.2 活塞裙部设计活塞销上部的裙部长度是影响H1的另一关键要素。一方面为了保证油环工作状况良好，则环在槽中的轴向间隙很小，另一方面间隙小会由于销座的变形而使油环卡住而失效。综上所述，现代高速内燃机活塞的压缩高度取值范围：汽油机：H1=（0.450.6）D柴油机：H1=(0.60.8）D公差：H10.05即：H1=67.94mm活塞裙部H2是指活塞头部最低一个环槽一下的部分。它导引活塞在气缸中高速滑动，承受由于连杆摆动产生的侧压力。汽油机：柴油机：根据相似机型得：H2=80mm3.2.3 活塞与气缸配合间隙参照常温时活塞各部分配合间隙，如表3-1确定活塞与气缸

29、配合间隙。选定：活塞头部配合间隙：D=0.5mm 活塞上裙配合间隙：D1=0.6mm 活塞下裙配合间隙：D2=0.15mm表3-1活塞与气缸配合间隙材料间隙DD1D2铸铁(0.0030.005)D0.00083D1(0.000670.00083)D2Al-Si(0.0050.0057)D(0.00250.033)D1(0.00110.0015)D2Al-Cu0.008D0.004D10.0015D2注：D-活塞头部直径 D1-活塞上裙直径 D2-活塞下裙直径3.3 活塞环的设计活塞环是内燃机关键零件之一，其工作直接影响发动机的性能。活塞环分为气环和油环两类。3.3.1 气环的设计气环的作用是：

30、1）与活塞一起密封气缸工作腔；2）将活塞头部的热量导出。油环的主要作用是：使气缸壁面的润滑油分布均匀，并避免多余的润滑油窜入燃烧室，造成积炭和增大润滑油的消耗量。活塞的气环有：矩形环、锥形环、正扭曲内切环、反扭曲锥面环、梯形环、桶面环。所设计的活塞采用最常用的三道气环，一道油环。通常情况下我们会考虑矩形环作为第一道环，但是当活塞下行时，由于环与缸壁之间的摩擦阻力，环将压靠到上端面，缸壁上的机油就被刮到下边隙与背隙内。当活塞上行时，环又压靠在环槽的下断面上，第一道环背隙里的机油经过上边隙就进入气缸中。这样容易引起燃烧室积炭，增加机油的消耗。于是我考虑梯形环，如图2-4所示在活塞侧压力Fn作用下横

31、动时，环的的侧隙发生变化，能把胶状油焦从环槽中挤出。在这方面考虑第一环选择梯形环较为合适。图3-2 梯形环结构示意图为了进一步减少和消除有害的泵油作用，第二环采用正扭曲矩形环，第三环采用反扭曲矩形环。如图3-3，3-4所示图3-3 第二道活塞环截面图3-4 第三道活塞环截面3.3.2 油环的设计油环没有足够的环背气压力使其贴向气缸壁，因此要求足够的弹力和较小的外圆表面，以形成较高的径向单位面积压力。普通单体油环的径向压力最低，刮油能力和耐久性都较差，带波形板衬簧的油环有较大的径向压力，于是采用此种组合式油环如图3-5所示：图3-5 活塞油环（左为波形板衬簧，右油环截面）3.4 活塞销的设计活塞

32、销的功用是连接活塞和连杆小头，将活塞承受的气体作用力传给连杆。活塞销在高温下承受很大的周期性冲击载荷，润滑条件很差，因此要求有足够的刚度和强度，表面耐磨，质量尽可能小。活塞销如图3-6所示：图3-6活塞销4 活塞热分析4.1活塞热负荷概述首先我们知道活塞是处在非常恶劣的条件下工作的，其燃烧室中燃气的最高瞬时温度一般都高达16001800左右，燃气平均温度也高达600800左右。柴油机燃烧室内的高温气体通过对热换流及热辐射的方式向活塞传递热量，使其温度升高，活塞通过活塞头，活塞环，活塞内表面，活塞裙部等部位向新鲜冲量，气缸壁，冷却液及润滑油等散热。评定活塞的热负荷首先要看活塞的最高温度。一般活塞

33、顶的最高温度高达300350左右，考虑到活塞处在气缸体冷却水套和飞溅润滑油冷却的环境下，这些情况都导致了活塞内外壁的温差，从而产生热应力。内燃机的活塞，只从机械强度方面来衡量往往是不够的，还必须考虑适当的热应力状态。铝合金和灰口铸铁是铸造活塞经常选则的材料，其中当铝合金的温度达到300时，它的机械强度会下降50%，当温度达到350左右时，达到它的材料允许极限，当铝合金活塞的温度在380400或者更高的时候，活塞不能保证可靠运转，出现疲劳裂缝损坏。活塞的最低温度也有限制，不能低于其下限值，因为含硫燃料由燃烧产生的冷凝物在过低的温度下会对金属产生酸性腐蚀。4.2 有限元模型的建立4.2.1 活塞主

34、要参数本文所研究的2100T柴油机活塞材料为ZL109共晶硅合金，柏松比为0.3，弹性模量为71GPa，密度 导热系数为146.65W/mk 热膨胀系数为20.9610-6/K。活塞直径D=99.78mm，冲程S=120mm，曲柄半R=S/2=60mm，连杆长度L=200mm，=R/L=0.3，活塞质量MIP=2.3Kg。4.2.2 三维几何模型的建立 用PROE建模后的活塞如图4-1所示，然后导入ANSYS10.0后如图4-2所示，采用六面体单元solid95来描述，然后在smart size中选择划分精度为“6”，然后在燃烧室和活塞销座上精划网格，选择精度为“5”。如图4-2所示，活塞的油

35、孔，导油槽和微斜角在有限元软件中划分网格时会产生大量的节点和单元，而这些部位对活塞的应力分析影响不大，但是对这些非关键部位的孔和圆角进行了简化处理，其余部分均按照实际尺寸进行建模。活塞的头部圆锥和椭圆形裙部在建模过程中都未采用，大多数情况下都是用1/2模型进行分析，因为这样不会耗费较多的计算和分析时间，但由于这样会不可避免的带来误差，于是此次分析未考虑使用。 图4-1活塞整体和半剖模型 图4-2导入ANSYS后划分网格4.3 活塞温度场边界条件4.3.1 活塞的温度边界条件根据已有的研究成果和相似机型2120柴油机的边界条件1416，估算得出2100T活塞在缸内温度最高时的边界条件如表4-1:

36、表4-1 活塞边界条件边界对应区域对流换热系数()环境温度（K）燃烧室喉口435940侧面420底部420顶部420936火力岸260480第一环上沿600470内沿500下沿1500第一环和第二环之间环岸500465第二环上沿650460内沿500下沿650第二环和第三环之间的环岸500440第三环上沿750435内沿500下沿750第三环和第四环之间的环岸500430第四环上沿750420内沿600下沿750活塞内腔顶部800360裙部3003634.4 活塞温度场有限元分析 在前面的有限元模型基础上，在ANSYS中输入活塞材料特性，加载表4-1中的边界条件，进行活塞的温度场计算，经多次修

37、正，在后处理器中得到了如下结果。 从图4-4 整体上看出，活塞的温度分布很不均匀，活塞顶部温度非常高，2100T柴油机用的是球型偏置燃烧室，它的第一环槽，燃烧室侧壁和喉口的温度比较高，特别是喉口温度达到了活塞的最高温度：570.907K(对应图中标识MX的位置)活塞最低温度为：454.778K，在活塞最底部(对应图中MN的位置)两者相差有将近100K，这导致了活塞很大的热应力。 由图4-5中科看出燃烧室喉口处出现了整个活塞的最高温度：570.907K，此处常常由于热疲劳而产生裂纹。 活塞的顶部是主要受热，受力部分，其温度较高，最高为：558.004K，最低为：553.051K，最低温度在远离燃

38、烧室一侧顶面边缘处，燃烧室偏置一侧顶面温度较另一侧高，这与活塞顶部传热方式有关。火力岸平均温度在：553.903K左右，燃烧室偏置一侧的火力岸温度较高为：561.393K，另一侧较低：545.101K。我们可以看到温度在经过第一道活塞环后，温度降为：532.192K，可见第一道活塞环的重要和经受的热负荷。但是我们会发现，第一道环的温度很接近一般润滑油的结胶温度：493K，如果长期在这种负荷下运行，而活塞第一环还有有害的泵油作用，这会加剧润滑油的消耗，更可能使环被卡死在环槽中，失去气密性，划伤气缸壁，甚至是环折断。这里与之前活塞第一环设计时考虑不用矩形环相吻合，梯形环的侧隙相应发生变化，能把胶状

39、油焦从环槽中挤出，促使间隙中的机油更新。从第一道活塞环槽到活塞裙部温度逐渐降低，第二道活塞环平均温度为：519.294K，第三道环的温度：519K左右，油环温度由于受到喷油冷却的影响其温度在：506.391K，活塞裙部的温度较低为：454.778K左右。内腔中部由于没有收到机油冷却的作用。我们看到它的温度较高为：480.585K。 活塞顶部所承受的气体压力将通过销座和活塞销传给连杆，所以销和销座要求有一定的刚度，足够承受压面和良好的耐磨性并且温度不能太高，以免引起销座的疲劳，由图4-4得活塞销的温度较低，在467.681K左右。由图4-6和4-7活塞温度梯度分布云图我们可以看到，温度梯度最大的

40、位置在活塞第一环槽，其值为：3475K/m，火力岸和裙部的温度梯度都较小，大部分温度梯度值都在：1158K/m。由图4-8和4-9活塞热流密度分布云图我们得到，活塞第一环槽的热流密度较大：0.509106W/m2，第二道活塞环：0.339106W/m2，第三道活塞环：0.282106W/m2，第四道活塞环：0.226106W/m2，而活塞的其他部分的热流密度主要在0.566105W/m2左右，远小于活塞环的热流密度，这和活塞组吸入的热量约占攻入内燃机总热量的2%4%,这部分热量的散发主要通过环带部（约占60%75%）和裙部（约占20%30%），仅少部分（约占5%10%）通过活塞内腔飞溅的机油带

41、走,相吻合。 图4-4 活塞温度分布图 图4-5 活塞顶面温度分布图 图4-6 活塞侧面温度梯度分布云图 图4-7 活塞温度梯度分布云图 图4-8 活塞热流密度矢量分布云图 图4-9 活塞顶热流密度矢量分布云图 4.5 本章小结本章根据活塞的参数建立了整个活塞的三维几何模型，进而将其导入ANSYS分析了活塞与高温燃气的热边界条件，并利用VB编程计算出的发动机工作过程中瞬时温度，确定活塞顶面内腔的换热系数，并通过相关机型和已经研究出来的成果，确定活塞各部位边界条件。活塞的最高温度出现在了燃烧室喉口边缘位置，主要原因是此处高温气流的流速较高，且远离冷却部位。第一环槽的温度：545.101K，超出了

42、润滑油的结胶温度，长期在此负荷下工作的话，会在此处引起润滑油结胶，结碳等问题。尽管梯形环能够在侧压力作用下，将胶状油焦从环槽中挤出，但是考虑到发动机可靠性，必须降低其温度。5 活塞机械负荷分析5.1 活塞的热负荷5.1.1 活塞热应力有限元分析18,19,20通过上一章对活塞稳定温度场的分析我们知道，活塞的温差非常大，而且分布很不均匀，所以想必活塞内部的热应力是很大的，所以在本节中，为了进一步分析活塞的热负荷，通过采用间接耦合法，对活塞没有加载任何机械应力，通过上一章活塞温度场分析结果文件（.rh），将其读为边界条件，进行热应力分析。从图5-1和图5-2可以知道，内腔顶部较薄而且温差比较大，热

43、应力也集中，其最大应力为：13.2MPa，四道活塞环槽下沿和活塞销座上方外侧的热应力都比较高，14.8MPa左右，热应力相对比较集中，易引起损坏，第一环槽还受到高温燃气的作用，更容易引起破坏，其主要原因是因为棱角过渡，且热流密度较高，热阻较大，热应力集中，所以设计活塞结构时，尽可能地不出现棱角尖角等剧烈过渡。其他部位的热应力都比较低。由图5-3和图5-4可以看出是活塞的热应力位移等值云图，我们可以从图中可以看出，活塞因受热向外膨胀，活塞顶部的温度较高所以热变形较大为：0.477mm，活塞顶与气缸的装配间隙为：0.5mm，活塞膨胀位移小于装配间隙。 由图5-5和图5-6我们看到其分别为X方向和Y

44、方向上的活塞的热位移，Y方向上的热位移最大发生在活塞顶面，其值为：0.396mm，由X方向上的位移我们可以看到由于活塞燃烧室的偏置，活塞顶面靠近燃烧室部位热位移最大：0.320mm。 图5-1 活塞热应力云图 图5-2 活塞内腔热应力云图 图5-3 活塞热应力位移云图 图5-4活塞顶面热应力位移云图 图5-5 Y方向上的热位移云图 图5-6 X方向上的热位移云图 5.2 活塞的机械负荷5.2.1活塞受力分析 柴油机在工作的时候，活塞承受的气压力和惯性力是周期性变化的，因此活塞不同部分会受到交变的拉伸，压缩和弯曲载荷。其中高温燃气压力Fg，裙部法向压力Fn，活塞往复惯性力Fj和连杆通过活塞销对活

45、塞销座的支反力Fb，如图5-6所示：图5-6 活塞受力分析5.2.2 活塞顶气体压力 由示功图2-1知，曲轴转角80时，缸内爆发最大压力PC = 9.0467Mpa，此时活塞顶受到的气体总压力为： (5-1)式中：Pc为最高燃气的绝对压力;P0为曲轴箱内气体的压力，A为活塞顶部面积（D为气缸直径） (5-2)经(5-1)和(5-2)计算得：Fg=70231.60N5.2.3 活塞往复惯性力 由于活塞在气缸内做周期性的高速往复直线运动，产生很大的惯性力。Fj=-mj (5-3)式中：m为活塞组件的质量，本次活塞组件质量为2.45Kg ，j为活塞加速度活塞的加速度根据曲柄连杆机构的几何关系求出，如

46、图5-7 所示。加速度是位移对时间的两次求导。图5-7 几何关系图由图5-7 的几何关系可知，活塞的位移为： (5-4)由 (5-5)有 (5-6)得： (5-7)还可以通过牛顿二项式定理可简化为： (5-8) 求导的： (5-9)式中：= 60mm,= 200mm,=0.3 ，带入得： ，5.2.4 活塞裙部法向压力的确定根据力的平衡关系，裙部受到的侧压力为： (5-10)由正弦定理和三角函数关系式可求的 ， ，代入相关数据得： (5-11)活塞销座的支反力的确定： (5-12)活塞销座支反合力为： (5-13)代入相关数据求得：Fby=61971.72N；Fb=62015.13N5.3 机

47、械应力边界条件： 由上节计算得到活塞机械负荷边界条件，如表5-1：表5-1 活塞机械负荷边界条件力的性质（N）作用的面积(m2)作用在活塞上的压强(Pa)0.16e-11.26e-67850e-65.4 活塞和机械负荷综合有限元分析由图5-8和图5-9，在机械负荷和热负荷两种载荷的综合作用下，最大的应力为：99.7MPa，活塞销座上部外侧即受到较大的热应力又受到较大的销座支反力，活塞销的变形中间往上，两端往下变形，造成了对活塞销座底部外侧压缩，产生机械应力。还可以发现在活塞销座上部内侧与活塞内腔顶部区域的应力也很大，为：33.3MPa，这里是活塞销座上部设计出大块加强筋的原因。活塞燃烧室内综合

48、应力都比较小，在11.2MPa左右，只是活塞销正上方的燃烧室底部综合应力较大，为：22.4MPa。第一，二环槽下沿的综合应力较小，为：11.3MPa左右，活塞环槽区主要是热负荷作用，油环槽由于同时还受到活塞销的支反力，所以综合应力较大。活塞内腔顶部中心综合应力相对较小，因为只受到热应力的作用，受到机械载荷的影响较小。活塞裙部的综合应力较小，大都在10MPa以下。图5-10 和 图5-11 为活塞热负荷和机械负荷耦合位移云图，在机械应力和热负荷的综合作用下，活塞的最大变形在燃烧室偏置一侧的活塞顶和火力岸还有活塞裙部底端，为：0.47mm，活塞最小变形在内腔顶部中央。对活塞销座进行了严格的约束，约

49、束位移为：0mm。但是在活塞实际工作过程中，活塞销受到活塞通过销座接触副传过来的力和热量，都会引变形。所以在图5-10中，活塞销座附近的变形为：0mm。这是此次分析中的不足之处。图5-12显示出活塞的变形方向，由于活塞裙部主推力一侧比次推力一侧变形量大，活塞变形方向主要是径向向里和活塞轴线向下，而活塞销座和裙部的变形量都很小。 图5-8 活塞热力耦合云图 图5-9 活塞内腔热力耦合云图 图5-10 活塞热力耦合位移云图 图5-11 活塞热力耦合内腔耦合位移云图 图5-12 活塞热力耦合外形变化5.5 本章小结本章分析了活塞的热应力和热变形，分析了对活塞应力和变形有主要影响的机械负荷，确定了机械

50、负荷和热负荷综合分析的边界条件，进行了有限元分析，得到以下结论：活塞仅受热负荷时，热应力的最大值出现在油环槽的下部外侧，和活塞内腔顶面，其值为：13.2MPa和14.8MPa之间。内腔顶部，油环槽下沿和活塞销座上方外侧的热应力都比较高，活塞其他地方位置的热应力较小。活塞火力岸和活塞顶面的边缘为活塞的最大热变形位置，其值为：0.477mm。活塞裙部的膨胀变形方向与活塞销轴线垂直，使得活塞裙部趋于长轴在活塞销座上的椭圆。耦合机械负荷和热负荷两种载荷后，活塞最大的应力为：99.7MPa，在活塞销座上端。活塞油环槽内侧与活塞内腔顶部链接处的综合应力也比较大。活塞的最大变形处在活塞顶与火力岸的边缘，其值

51、为0.476mm，活塞的最小变形在内腔中央。6 总结本文主要是对2100T二甲醚发动机的活塞进行设计，主要研究和结论如下：（1） 活塞的最高温度（570.907K）出现在燃烧室喉口边缘处，最低温度出现在活塞裙部底部(454.778K)；第一环槽的温度(532.192K)是温度梯度和热流密最大处其值为：(0.509106W/m2)。（2） 表6-1列举了活塞材料ZL109随温度变化的强度，参考表6-1我们分析在温度载荷作用下，活塞膨胀产生热应力和热变形，热应力的最大值(14.8MPa)，出现在有环槽的下部，远小于活塞材料的屈服强度；由于温度梯度较大，活塞内腔顶部中央，油环槽下沿热应力都比较高。活

52、塞销孔下端周围受热膨胀由于受到活塞销的牵制也产生较高的热应力。火力岸和活塞顶面的边缘为活塞的最大变形位置。表6-1 ZL109的强度温度150250350抗拉强度（MPa）230180100抗压强度（MPa）22517095（4） 参照表6-1，在机械负荷和热负荷耦合的作用下，活塞最大的应力(99.7MPa)，位于活塞销座上端内侧，小于活塞在该温度下的屈服强度。贮油孔壁下端和活塞销座上端综合应力也比较大。活塞的最大变形为：0.303mm，出现于活塞项与火力岸的边缘，在燃烧室偏置的一侧，小于活塞与气缸配合间隙。活塞的最小变形在内腔顶部。从活塞顶部到裙部变形量逐渐减小。活塞头部的变形比活塞仅受热负荷时小。经过分析参照设计资料提出改进措施：1）通过机油冷却活塞。从连杆小头上设计喷油孔，或者将喷油嘴安装在机体上，向内腔顶部喷射机油；在内腔设计环形油腔通过机油振荡冷却活塞。2）活塞表面处理。用硬模阳极氧化的方法处理活塞顶