发动机活塞销孔结构强度分析及改善

1、发动机活塞销孔结构强度分析及改善 摘 要活塞是发动机中最重要的零部件之一，工作中要承受周期性热负荷和机械负荷冲击，活塞的工作状态直接决定着发动机的使用寿命。高温、高压的工作环境使承载最大机械应力的活塞销孔部位面临着更大的考验。活塞销座部位工作温度在200左右，活塞销与活塞销孔之间的磨擦还产生着高温负荷。因此有必要对活塞进行有限元计算分析，弄清活塞及其销孔处的机械应力分布规律，为改进设计提供依据。本文通过PRO/E建立活塞组的1/2实体模型。再运用ANSYS分析软件计算活塞的机械应力与变形，得出活塞销孔内侧应力集中，变形较大。并在此基础上，提出了活塞的结构改进措施，采用了在活塞销孔内嵌入铸铝青铜

2、衬套。针对改进设计方案进行了有限元分析，结果表明该改进方案使得活塞销孔内侧的应力趋向均匀，改善了销孔的应力集中现象，降低了销孔表面应力峰值，达到了预期的效果。关键词:活塞；机械应力；有限元 AbstractOne of the most important parts of an engine directly governing endurance is the piston,which periodicly bear the impact of heat load and mechanical load. High temperature, high pressure working en

3、vironment make the piston pin hole bearing the maximum mechanical stress load position face even greater challenge. Piston boss works in the temperature of about 200 , and the friction between the piston pin hole and piston pin also produces a high temperature，it is necessary to do the finite elemen

4、t analysis for the piston，clarify distribution of thermal stress and mechanical stress of the pistons to provide a basis for improving the design.This article establish piston range of 1/2 solid models by PRO/E.Then using ANSYS software to calculate mechanical stress and deformation of the piston, w

5、e obtain stress concentration inside the piston pin hole, and with a large deformation.In view of this, it proposes measures of improving piston structure design and adopts the structure of cast aluminum bronze embedded in the hole in the piston pin bushing. The results show that the program has mad

6、e the stress inside the piston pin hole tend to be even，improved stress concentration phenomenon of the pin hole and reduced the surface stress peak of the pin hole and achieved the desired results.Keywords:piston；finite element；mechanical stress目 录1 引言11.1 概述11.2 国内外研究现状21.3 课题研究的主要内容和方法32 有限元基础理论及

7、活塞组有限元模型的建立4 有限元基础理论及ANSYS简介42.1.1 有限元法概述42.1.2 有限元法划分原则52.1.3 ansys简介92.2 活塞组有限元模型的建立102.2.1 活塞组几何模型的建立102.2.2 结构强度分析的基本概念142.2.3 活塞组的受力模型172.2.4 活塞组边界条件的确定212.2.5 活塞组有限元模型213 活塞组应力及变形的研究233.1 活塞组在机械载荷下的变形研究233.2 活塞组在机械载荷作用下应力分析244 活塞销孔结构改进后的有限元分析274.1 衬套的材料及几何模型的确定274.2 活塞组有限元模型的建立274.3 活塞组的机械载荷及边

8、界条件的确定284.4 活塞组机械载荷下变形的分析284.5 活塞组机械载荷下的应力分析30结 论33展 望34参考文献35致 谢37 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文）1 引言1.1 概述发动机是一种将燃油化学能转变成为机械功的动力机械。这种能量转换是燃油在气缸中与空气充分混合进行燃烧，产生高温高压的工作气体，推动活塞、连杆、曲轴，从而使燃油化学能转变成机械功向外输出的。发动机经历了一百多年发展，虽然基本构造变化不大，但其性能和设计水平一直在不断提高，其燃油经济性、升功率、紧凑性、制造成本、可靠性和使用寿命等主要技术指标不断得到改善。近年来，为适应环境保护的要求，在减少其有害排放物

9、、减少振动与噪声等方面也在不断地进步。伴随着发动机转速和功率的提高，必然会带来缸内燃气爆发压力和温度增高。燃气爆发压力增加，一方面使得活塞、缸体和缸盖承受的机械负荷增大，导致活塞、缸体和缸盖因强度不足而产生破坏。另一方面压力升高过大，还会产生敲缸现象和增加发动机燃烧噪声。燃气温度升高，导致组成发动机燃烧室的受热零件热负荷增加，产生极大的热应力和热变形，温度过高还会导致受热零件材料强度和硬度急剧下降，降低其可靠性和使用寿命。活塞是发动机工作条件最苛刻的零件之一，它在高速往复运动中传递着整个发动机原动力，承受着非常高的机械负荷和热负荷。活塞是制约发动机进一步强化的瓶颈之一。活塞设计好坏、加工精度的

10、高低都会直接影响发动机经济性、可靠性、检修周期和使用寿命。温度过高会降低材料许用应力和强度，从而缩短活塞使用寿命和降低发动机性能。另外在热负荷和机械载荷作用下，活塞整体会发生变形，从而影响活塞与缸套之间的配合精度。发动机工作时，各零件之间存在着多种运动形式，而且有的大运动组件之中还包含着微小的运动，在曲柄连杆机构中，活塞和缸套之间的往复运动过程中，就同时存在着活塞销和销孔间的旋转运动、活塞环和活塞环槽之间的旋转运动，这些零件间虽然没有很高的相对运动速度，但是存在着很大的作用力，这样，在相互接触之间就会产生接触应力和切向运动阻力摩擦力，因而会造成摩擦损失，严重时，会在摩擦力的作用下造成零件的损坏

11、。活塞销与销孔间既然有相互运动且存在相互作用力，就一定存在摩擦力。这种摩擦力，虽然对发动机的有效效率没有多大的影响，但是，如果活塞销孔处的温度过高(活塞销孔温度超过1800)，活塞销与销孔之间的接触应力过大，就会破坏了二者之间存在的润滑油膜，使销孔表面和活塞销在局部形成干摩擦，将有可能导致活塞销孔表面拉毛、拉伤，使之不能正常工作；同时作用在销孔上机械应力过大，而此时活塞材料在高温下性能下降，有可能使活塞销孔产生裂纹，严重时会导致活塞销孔开裂、破碎，甚至损坏发动机机体。对活塞进行热、力分析研究方法有多种，近年来，利用有限元技术对活塞进行热、力耦合研究越来越普遍。在计算机技术和数值分析方法支持下发

12、展起来的有限元法（FEM，FINITE ELEMENT METHOD）为解决发动机各零部件的分析计算问题提供了有效途径，它具有试验方法和理论解析方法无可比拟的优势，己经成为发动机性能研究的重要手段。在发动机产品设计实践中，有限元分析软件与CAD系统集成应用，缩短了发动机产品设计和分析周期，降低了发动机产品成本，提高了发动机产品可靠性。同时在发动机新产品制造前，通过模拟各种试验方案，预先发现潜在问题，从而减少试验时间和经费。如今有限元分析方法在活塞开发设计中已得到广泛应用，大大提高了活塞设计的可靠性，缩短了开发周期。1.2 国内外研究现状基于计算机技术发展和应用的普及，目前国外公司对活塞的机械疲

13、劳研究多采用对比发动机耐久试验与活塞液压脉冲疲劳试验数据，以计算机仿真建模和有限元计算为支持，模拟热负荷及机械负荷等对活塞结构的影响，计算活塞的热机械应力，判定活塞的可靠性能。但由于技术保密的原因，国外研究机构对20世纪末期以后的活塞机械疲劳可靠性研究及相关文献处于保密状态，活塞材料S N曲线规律、新材料的研制、机械疲劳研究中的新技术等鲜见相关的文献报道。国外对活塞销孔机械疲劳可靠性的试验研究包括发动机耐久性试验及活塞液压脉冲疲劳试验两种形式，部分研究机构还进行了销座部位的应力测试工作。国内外发动机公司对发动机强化试验的考核也有所不同。英国WELLWORTH公司以110%标定功率运转500小时

14、，然后再进行500小时1100K最大扭矩试验，考核活塞销座、燃烧室边缘等部位是否出现裂纹;日本小松制作所对工程机械用柴油机进行了强化对比试验，柴油机以标定工况运转8000小时后活塞销座出现裂纹，当以120%负荷运转时，2300小时活塞销座就出现了裂纹。国内各发动机公司及国家标准也有相关的试验考核规范。与发动机耐久性试验相比，考虑到高效、节能及便于分析的特点，国外各活塞专业公司更倾向于采用活塞液压脉冲疲劳试验来考核销座的可靠性。活塞液压脉冲疲劳试验系统内的活塞由活塞销和连杆支撑，用两个独立油压控制系统对活塞施加脉动载荷，一个位于活塞顶部模拟气体压力，另一个位于活塞下侧模拟惯性力。ZOLLNER公

15、司对柴油机活塞销孔可靠性进行的试验研究表明，采取滚压销孔表面工艺的活塞疲劳极限比圆柱形销孔提高63%，锥形活塞销孔结构的活塞疲劳极限较圆柱形销孔可提高60%，增加销孔椭圆度或采用减压弧结构对提高活塞销孔的疲劳极限影响甚小。1.3 课题研究的主要内容和方法 (1) 利用PRO/E软件对活塞和销的1/2模型进行实体建模，并做适当的简化。(2) 活塞受到的机械载荷主要有气体爆炸压力，往复惯性力，侧推力及连杆的支座反力。求出活塞在最恶劣工况下的载荷条件并进行简化，定义适当的边界位移条件，从而建立活塞组的有限元模型。(3)分析活塞的有限元模型，求出最大应力及其位置，并求出活塞销孔处的应力分布及应力集中情

16、况；同时分析活塞的变形情况和活塞销孔处的变形情况。(4) 对活塞销孔结构进行改进，并进行分析，同改进前的应力分布和变形情况进行比较，并给出建议。2 有限元基础理论及活塞组有限元模型的建立2.1 有限元基础理论及ANSYS简介 有限元法概述有限元法（FINITE ELEMENT METHOD，FEM），也称有限单元法或有限元素法，基本思想是将求解区域离散为一组有限的且按一定方式相互连接在一起的单元的组合体。有限单元法分析问题的思路是从结构矩阵分析推广而来的。起源于50年代的杆系结构矩阵分析，是把每一杆件作为一个单元，整个结构就看作是由有限单元（杆件）连接而成的集合体，分析每个单元的力学特性后，再

17、组集起来就能建立整体结构的力学方程式，然后利用计算机求解。有限元离散化是假想把弹性连续体分割成数目有限的单元，并认为相邻单元之间仅在节点处相连。根据物体的几何形状特征、载荷特征、边界约束特征等，单元有各种类型，节点一般都在单元边界上，节点的位移分量是作为结构的基本未知量。这样组成的有限单元结合体，并引进等效节点力及节点约束条件，由于节点数目有限，就成为具有有限自由度的有限元计算模型，它替代了原来具有无限多自由度的连续体。在此基础上，对每一单元根据分块近似的思想，假设一个简单的函数来近似模拟其位移分量的分布规律，即选择位移模式，再通过虚功原理（或变分原理或其他方法）求得每个单元的平衡方程，就是建

18、立单元节点力与节点位移之间的关系。最后，把所有单元的这种特性关系，按照保持节点位移连续和节点力平衡的方式集合起来，就可以得到整个物体的平衡方程组。引入边界约束条件后，解此方程就求得节点位移，并计算出各单元应力。因此，完整的有限元分析（FEA）流程图如图2.1所示。l 决定分析项目l 决定分析的几何结构、边界条件和外力l 获取材料性质建立有限元模型，包括：1 单元类型2 材料性质加载并求解输出分析结果结果是否合理进行改进处理问题解决或得到最优化YN 图 有限元分析流程图 有限元法划分原则(1)网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规模的大小。一般来讲，网格数量增加，计算精度会有所提高，但同时计

19、算规模也会增加，所以在确定网格数量时应权衡两个因数综合考虑。图2.2 位移精度和计算时间随网格数量的变化图2.2中的曲线1表示结构中的位移随网格数量收敛的一般曲线，曲线2代表计算时间随网格数量的变化。可以看出，网格较少时增加网格数量可以使计算精度明显提高，而计算时间不会有大的增加。当网格数量增加到一定程度后，再继续增加网格时精度提高甚微，而计算时间却有大幅度增加。所以应注意增加网格的经济性。实际应用时可以比较两种网格划分的计算结果，如果两次计算结果相差较大，可以继续增加网格，相反则停止计算。在决定网格数量时应考虑分析数据的类型。在静力分析时，如果仅仅是计算结构的变形，网格数量可以少一些。如果需

20、要计算应力，则在精度要求相同的情况下应取相对较多的网格。同样在响应计算P，计算应力响应所取的网格数应比计算位移响应多。在计算结构固有动力特性时，若仅仅是计算少数低阶模态，可以选择较少的网格，如果计算的模态阶次较高，则应选择较多的网格。(2)网格疏密网格疏密是指在结构不同部位采用大小不同的网格，这是为了适应计算数据的分布特点。在计算数据变化梯度较大的部位(如应力集中处)，为了较好地反映数据变化规律，需要采用比较密集的网格。而在计算数据变化梯度较小的部位，为减小模型规模，则应划分相对稀疏的网格。这样，整个结构便表现出疏密不同的网格划分形式。图2.3是中心带圆孔方板的四分之一模型，其网格反映了疏密不

21、同的划分原则。小圆孔附近存在应力集中，采用了比较密的网格。板的 图2.3 带孔方板的四分之一模型四周应力梯度较小，网格分得较稀。其中图B，网格疏密相差更大，它比图A的网格少48个，但计算出的孔缘最大应力相差L%，而计算时间却减小了360K。由此可见，采用疏密不同的网格划分，既可以保持相当的计算精度，又可使网格数量减小。因此，网格数量应增加到结构的关键部位，在次要部位增加网格是不必要的，也是不经济的。划分疏密不同的网格主要用于应力分析(包括静应力和动应力)，而计算固有特性时则趋于采用较均匀的钢格形式。这是因为固有频率和振型主要取决于结构质量分布和刚度分布，不存在类似应力集中的现象，采用均匀网格可

22、使结构刚度矩阵和质量矩阵的元素不致相差太大，可减小数值计算误差。同样，在结构温度场计算中也趋向于采用均匀网格。 (3)单元阶次许多单元都具有线性、二次和三次等形式，其二次和三次形式的单元称为高阶单元。选用高阶单元可提高计算精度，因为高阶单元的曲线或曲而边界能够更好地逼近结构的曲线和曲而边界，且高次插值函数可更高精度地逼近复杂场函数，所以当结构形状不规则、应力分布或变形很复杂时可以选用高阶单元。但高阶单元的节点数较多，在网格数量相同的情况下由高阶单元组成的模型规模要大得多，因此在使用时应权衡考虑计算精度和时间。图2.4是一悬臂梁分别用线性和_次三角形单元离散时，其顶端位移随网格数量的收敛情况。可

23、以看出，但网格数量较少时，两种单元的计算精度相差很大， 图2.4 不同阶次单元的收敛情况这时采用低阶单元是不合适的。当网格数量较多时，两种单元的精度相差并不很大，这时采用高阶单元并不经济。例如在离散细节时，由于细节尺寸限制，要求细节附近的网格划分很密，这时采用线性单元更合适。增加网格数量和单元阶次都可以提高计算精度。因此在精度一定的情况下，用高阶单元离散结构时应选择适当的网格数量，太多的网格并不能明显提高计算精度，反而会使计算时间大大增加。为了兼顾计算精度和计算量，同一结构可以采用不同阶次的单元，即精度要求高的重要部位用高阶单元，精度要求低的次要部位用低阶单元。不同阶次单元之间或采用特殊的过渡

24、单元连接，或采用多点约束等式连接。 (4)网格质量网格质量是指网格儿何形状的合理性。质量好坏将影响计算精度。质量太差的网格甚至会中止计算。直观上看，网格各边或各个内角相差不大、网格而不过分扭曲、边节点位于边界等份点附近的网格质量较好。网格质量可用细长比、锥度比、内角、翘曲量、拉伸值、边竹点位置偏差等指标度量。划分网格时一般要求网格质量能达到某此指标要求。在重点研究的结构关键部位，应保证划分高质量网格，即使是个别质量很差的网格也会引起很大的局部误差。而在结构次要部位，网格质量可适当降低。当模型中存在质量很差的网格(称为畸形网格)时，计算过程将无法进行。图2.5是三种常见的畸形网格，其A单元的节点

25、交叉编号，B单元的内角大于180°，C单元的两对点重合，网格面积为零。图2.5 几种常见的畸形网格 (5)网格分界面和分界点结构中的一些特殊界面和特殊点应分为网格边界或节点以便定义材料特性、物理特性、载荷和位移约束条件。即应使网格形式满足边界条件特点，而不应让边界条件来适应网格。常见的特殊界面和特殊点有材料分界面、几尺寸突变面分布载荷分界线(点)、集中载荷作用点和位移约束作用点等。 (6)位移协调性位移协调是指单元上的力和力矩能够通过节点传递相邻单元。为保证位移协调，一个单元的节点必须同时也是相邻单元的节点，而不应是内点或边界点。相邻单元的共有节点具有相同的自由度性质。否则，单元之间

26、须用多点约束等式或约束单元进行约束处理。图2.6是两种位移不协调的网格划分，图A中的节点1仅属于一个单元，变形后会产生材料裂缝或重叠。图B中的平面单元和梁单元节点的自由度性质不同，粱单元的力矩无法传递到平面单元。图2.6 位移不协调的网格划分1)网格布局当结构形状对称时，其网格也应划分对称网格，以使模型表现出相应的对称特性(如集中质矩阵对称)。不刘一称布局会引起一定误差，如在图2.7中，悬臂粱截面相对轴对称，在对称载荷作用下，自由端两对称节点1、2的挠度值本应相等。但若分图所不对称网格，计算出的Y，=0.0346，YZ=0.0350。若改用图C所示的网格，则Y，和Y完全相同。图2.7 网格布局

27、对计算结果的影响2)节点和单元编号节点和单元的编号影响结构总刚矩阵的带宽和波前数，因而影响计算时间和存储量的大小，因此合理的编号有利于提高计算速度。但对复杂模型和自动分网而言，人为确定合理的编号很困难，日前许多有限元分析软件自带有优化器，网格划分后可进行带宽和波前优化从而减轻人的劳动强度。 ANSYS简介ANSYS有限元软件包是一个多用途的有限元法计算机设计程序，可以用来求解结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域： 航空航天、汽车工业、生物医学、桥梁、建筑、电子产品、重型机械、微机电系统、运动器械等。 软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。 前处

28、理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型； 分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力； 后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。 软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。该软件有多种不同版本，可以运行在从个人机到大型机的多种计算机设备上

29、，如PC，SGI，HP，SUN，DEC，IBM，CRAY等。 2.2 活塞组有限元模型的建立 活塞组几何模型的建立本文所分析的活塞燃烧室为凹坑形，位于活塞顶部的中央。计算时以1/2的活塞为分析对象，建立其三维模型。利用三维制图软件PRO/E建立活塞三维模型，然后再导入到有限元软件中进行网格划分和边界条件定义，为了减少单元数量以及大小单元尺寸差，忽略模型中一些对分析影响很小的特征，比如：活塞油孔、导油槽和微斜角等。用PRO/E建立此模型的优点是便于对活塞进行几何尺寸上的优化设计与结构上的改进，以及具有和有限元软件很好的接口。1）活塞的几何建模及处理过程活塞由于结构复杂，几何建模难度较大，这里需要

30、考虑的因素较多。在活塞的几何模型建立过程中，既要考虑此模型建立的准确性，又要考虑几何模型对于建立有限元网格的可行性。针对本文采用的活塞，以弹性力学为依据，对于不失准确性的小结构进行适当简化、忽略，在满足准确性的要求下，也使网格的划分更加理想，使计算能够不失真，为以后的处理带来很大方便。这里有必要对一般意义上的几何模型和基于有限元的几何模型进行区分说明。一般意义上的几何模型只需要把原来的实体表达清楚便可以，当然这里包括尺寸表达清楚、空间位置表达清晰，此时不需要对表达方式进行选择，只要能够达到以上各点就可以。而基于有限元的几何模型与此有很大的差别，它不仅要把原来实体的尺寸以及空间位置表达清楚，更需

31、要注意的是此几何模型对于后面分析计算过程的可行性，这包括网格的划分、边界条件的附加、单元尺寸的合理性、分析计算结果的满意度等，这些都是此几何模型合理性及可行性的评判标准，这也是基于有限元的几何模型建立的困难所在。对于活塞这样结构复杂的零件，一般意义上的几何模型虽然能清楚表达原来的实体，但这离基于有限元的几何模型还有很大距离，它不能用于有限元分析，必须对其进行适当处理。对于复杂实体（这里指活塞），基于有限元的几何模型必须注意遵循以下原则：（1）尽量保持几何模型准确性，对于应力和变形来说作为影响因素的结构（这里指几何形状而言），哪些结构是不可忽略的，而哪些是可以忽略的，必须区分清楚，进而使此模型在

32、基于有限元分析合理可行的前提下，做到最大限度的准确性。（2）对于重点分析计算的部位，如活塞顶部、裙部等，必须做到精益求精，使这些部位尽可能保持其完整性和准确全面性，以使计算分析能够准确完整。（3）在构造几何模型同时就已决定以后规整网格划分的过程，此处有限元网格划分是以点、线为基础，对于三维实体而言，是以部件（PART）为单位进行网格的拓展划分（CREEP），这就需要在几何建模同时，注意点、线、多义线和外廓线的分布和尺寸。如果这些因素的分布过密或尺寸相差过大（这里指相邻的单元），则可能导致网格划分的不均匀，单元比例失调，导致计算结果偏差，甚至有限元网格划分或有限元计算过程的终止，这也是建模过程中

33、两个矛盾方面，一方面要尽量准确描述实体几何形状，这就需要应用较小的单元进行网格划分，而对于有限元计算程序而言，其计算容量（这里包括各种几何因素、特别是单元和节点的数目）是有限的，要使计算结果可行准确，不能应用过多的单元或过小的单元（过小的单元容易导致单元畸变）。对于活塞这样一个复杂的几何实体，要做到准确完整，更需相应的尝试和经验。（4）在建造几何模型的同时，还需要考虑边界条件的附加，理论上对表面的有限元单元逐节点或逐单元进行边界条件附加是可行的，然而事实上，尤其对于活塞这样一个结构复杂的零件而言，是非常困难的。所以这又要求在建模的同时，对于不同的边界条件给予不同的面或区域（这是针对三维的实体几

34、何模型而言），使得边界条件的附加成为可能，也带来极大的方便性。下面就本文使用的活塞具体建模过程作具体介绍：活塞顶部的处理汽油机活塞的头部形状较为复杂，本研究使用的活塞为圆形的凹坑顶部，凹坑位于活塞顶部的中央。活塞头部呈正圆锥形。为了便于划分网格，在顶面过渡处省略圆角。活塞环岸以及环区的处理此处严格按照原有尺寸进行建模，但需说明对于尺寸极小的弧形斜度和台阶给予忽略，这些结构对于热力学分析的影响极小，但其又会导致网格划分的失败或计算结果的严重偏差，所以对它进行忽略。裙部的处理活塞裙部型线复杂，在具体的建模过程中，裙部按照实际尺寸进行建模。底部的处理底部由于结构不复杂，完全按照原来尺寸进行建模。轴销

35、座部位的处理轴销座对于活塞整体不均匀变形有重要的影响，所以此处作精确建模，这也是保证变形计算结果的重要依据。内腔的处理内腔形状对于活塞顶部传入的热量导出起到很大作用，所以此处建模尺寸和形状基本按照原来尺寸和形状。油孔、导油槽和微斜角、微圆角的处理因为油孔、导油槽和微斜角、微圆角的尺寸均较小，而且其对于变形的影响极小，所以此处基本上都给予忽略。2）活塞组几何模型的参数活塞的基本参数如下表3.1：表3.1 活塞基本参数参数参数值活塞裙部直径100mm活塞顶部直径100mm活塞裙部长度活塞总高销孔直径36mm 图3.1 活塞组的视图3）活塞组的材料参数活塞所处工作环境恶劣，因此对活塞材料性能要求较高

36、，一般要满足下面几个条件：密度小、热膨胀系数小、好的耐磨性、机械性能、热传导性、良好的加工性能等。本文采用的材料基本参数如表3.2所示：表3.2 材料的基本参数零件材料E（GPa）（/m3）活塞铸铝合金712700活塞销合金钢2107900 结构强度分析的基本概念1）一点应力状态弹性力学基本公式被用来描述均匀、连续、各向同性弹性体的位移、应变、应力之间的互相关系以及它们与外负荷之间的关系，因此是零件强度计算的主要依据。分别表示在直角坐标系上X，Y，Z三个方向的正应力;表示剪应力，其中第一个脚标表示剪应力作用截面的法线方向，第二个脚标表示剪应力的指向。根据剪应力互等定理，可以得出:。所以，九个应

37、力分量中，只有六个是不同的。应力的正负号，通常按下列规则确定的:正应力以拉为正，压为负。剪应力，若其作用截面的外法线与某一坐标轴方向相同，其应力就以沿坐标轴的正方向为正，沿坐标袖的负方向为负;对于外法线与某一坐标轴方向相反的截面，其剪应力就以沿坐标轴负方向为正，沿坐标轴的正向为负。图3.2 九个应力分量示意图六个应力分量，可以用列阵表示，即 （式）2）应变一位移方程在给定负荷与温度分布的情况下，弹性体沿着X、Y、Z方向的变形，可以分别用U、V、W三个位移分量表示，它们通常是坐标X、Y、Z的函数。在小变形的情况下，应变一位移的关系是线性的。描述任一点的应变状态可以用九个应变分量表示，即三个正应变

38、和六个剪应变它们分别是: （式）式中表示正应变;表示剪应变。3）应力应变方程弹性体材料在满足各向同性、均匀、连续、完全弹性的前提下，应力一应变应符合广义胡克定律，即 （式3.3）式中，E为材料的弹性模量，G为切变弹性模量，为泊松比。它们满足式 （式3.4）4）虚位移原理 虚位移是指在约束条件允许的范围内弹性体可能发生的任意微小位移。它的发生与时间无关，与弹性体所受的外载无关。弹性体在平衡状态下发生虚位移时，外力要做虚功，大小为 式(3.5)式中，为虚功；为虚位移；R为外力。在发生虚位移的过程中，弹性体内将产生虚应变。应力在虚应变做的虚功是储存在弹性体内的虚应变能，若用表示虚应变能，则 式（3.

39、6）式中V表示弹性体的体积。虚位移原理又称虚功原理，可叙述为：如果在虚位移发生之前弹性体是平衡的，那么在虚位移发生时，外力在虚位移上所做的功就等于弹性体的虚应变能，即 式（3.7） 活塞组的受力模型1）活塞受力分析活塞裙部在气缸内起着导向、承受侧推力和传热等作用。当发动机工作时，燃烧室气体压力推动活塞沿缸套轴线方向往复运动，在活塞裙部和缸套间形成润滑油膜，对活塞裙部产生法向压力。另外，还有活塞运动产生的惯性力和连杆对活塞的作用力等。由于活塞组件受力大且分布不均匀，因而变形问题十分突出。即使活塞与缸套之间的冷配缸间隙大小合适，在工作时活塞缸套系统所产生的变形也会导致实际配缸间隙出现改变，从而引起

40、活塞润滑特性变化。若变形后实际配缸间隙过小会使活塞产生擦伤，如果预留间隙过大则可能发生“敲缸”，所以研究活塞变形问题对改善活塞系统的性能具有重要意义。对活塞的变形进行分析，首先应确定作用在活塞上的各种力，如图3.3所示。在这些力中FG是由燃烧室中气体压力所产生的作用在活塞顶部的燃气压力；F是由流体动压行为和表面微凸峰接触引起的作用在活塞主次推力边上的法向压力，M为F作用在活塞销中心线上的力矩；FF是由流体动压行为和表面微凸峰接触引起的作用在活塞主次推力边上的摩擦力，MF为FF作用在活塞销中心线上的力矩；和分别为活塞往复运动引起的活塞惯性力和销惯性力，和分别为活塞二阶运动引起的活塞惯性力、惯性力

41、矩和销惯性力；为连杆作用在活塞上的力，其方向始终沿连杆长度方向。图3.3 作用在活塞上的力和力矩 图3.4 活塞受力示意图虽然活塞受各种力和力矩的综合作用，但是，真正影响活塞力变形的主要有：燃烧室中气体压力FG、活塞往复惯性力、法向压力F和连杆作用在活塞销座上的力四种，其它的各种力和力矩对活塞的变形和应力影响很小，可忽略不计。2)燃烧室气体压力的确定发动机曲轴转角为370°时，由平面几何关系计算得到连杆轴线偏离气缸轴线的角度°°，此时活塞顶部的气体压力达到最大。汽油机活塞在做功行程中，承受最高压力可达3-5MPA，最高转速可达4000-6000R/MIN。在这里取

42、最恶劣的条件，最大爆发压力为5MPA。3)活塞惯性加速度的确定活塞运动到上下止点时运动方向改变，此时活塞往复运动速度为零，加速度则达到最大值，惯性力也最大；在行程中部附近，活塞运动速度最大，加速度为零，惯性力也等于零。对于以恒定角速度旋转着的曲轴，活塞沿轴线方向的位移、速度及加速度可采用下述式子表示：图3.5 正置曲柄连杆机构运动分析简图活塞的位移X由其上止点开始测量，由图3.5可得： （式3.8）其中R为曲柄半径，L为连杆长度，为曲柄转角， （式3.9）式3.7就是往复活塞式发动机活塞位移的精确计算表达式，当用计算机进行计算时，可以直接用此式。但手工计算时，需将此式适当简化。可以得到往复活塞

43、式发动机活塞位移的近似计算表达式如下： （式3.10）将活塞的位移公式3.9进行微分，便可求得活塞运动速度的近似值，为： （式3.11）再对活塞的速度公式3.10求导，便可得活塞运动加速度的近似值，为： （式3.12）带入相关数据可得加速度A=24045M/。4)活塞的侧推力在最大爆发压力作用的工况下，活塞主要受燃气压力，往复惯性力和活塞销座的支反力作用，方向都是沿着活塞的轴线的方向。此时活塞正处于上止点附近，裙部所受的侧向压力值很小，且沿着与活塞轴垂直的方向，对合力的影响不大，做应力分析时可以忽略不计。5)活塞组机械载荷的施加活塞顶部和环岸区的燃气爆发压力按均布载荷处理。活塞顶部，火力岸和第

44、一环槽上下面按照顶部气体压力的100%来施加，第一道环槽底按照顶部气体压力的76%来施加，第一环岸和第二道环槽上下面按照顶部气体压力的25%来施加，第二道环槽底按照顶部气体压力的20%来施加，第二道环槽以下的燃气压力作用效果很小，予以忽略不计。如图3.6所示。根据动力学计算结果，活塞所受的往复惯性力方向向上，与活塞运动加速度方向相反，如图3.6所示。图3.6 燃气压力和惯性力的分布 活塞组边界条件的确定为了使活塞不产生刚体位移，必须给出合适的位移约束。通常用一些具有简单分布规律的力和位移作为边界条件，当边界条件比较复杂时，位移约束条件难确定，一些简单的假设往往会带来较大误差。一般位移边界条件：

45、（1）预定边界位移为零（2）某一节点位移为己知量。如：对某一节点位移为己知值。根据上面的理论，本研究采用下面的方法来确定活塞的位移边界条件：1.约束模型对称面上的每个节点，在该平面内的法向位移均为0；2.约束活塞销端面的各个约束，位移均为0。图3.7 活塞组的加载情况 活塞组有限元模型为了获得准确的计算结果，应合理确定有限元划分方案，这样既保证计算精度，又不会耗时过多。在确定划分方案之前，有必要进行一些测试，以选择合适的计算网格，如果局部结果偏差较大，则进行局部修正，研究采用的网格划分方案如图3.8所示。活塞共用了20216个10节点四面体单元来描述，单元类型为SOLID187；销共用了152

46、0个20节点六面体单元来描述，单元类型SOLID95；接触对单元855个，单元类型为TARGE170和CONTA174；单元总数为22591，节点总数为42915个。综合考虑单元数和计算时间两方面因素，本文活塞采用采用自由网格划分，对受力较大的燃烧室，活塞环岸，及销孔处进行细化；销采用了扫描划分，得到了较好的效果。实践证明，本文活塞网格剖分的单元数和节点数既能满足工程精度要求，又不会耗费较多计算器时间。活塞有限元模型如图3.8所示。图3.8 活塞组的有限元模型第3章 活塞组应力及变形的研究3.1 活塞组在机械载荷下的变形研究本文研究单个活塞在膨胀冲程和作功冲程下其变形情况，主要分析了活塞在各种

47、机械载荷作用下的变形。活塞组整体变形与变形前比较如下图4.1：图3.1 活塞整体变形比较图 活塞组的总体变形图如下4.2：图3.2 活塞组总体变形图 由两图可知活塞顶部和裙部均发生很不均匀的变形，作用在顶部的载荷起到主要作用，因活塞顶部受到的压缩作用使得变形较大且集中，由于力的传递也使裙部和活塞销部位出现变形。最大变形出现在活塞顶部，和裙部，达，活塞销孔处最大变形出现在内侧上端边缘，最大为。3.2 活塞组在机械载荷作用下应力分析活塞组在轴线方向的应力分布如下图4.3：图3.3 活塞组轴向应力分布图 活塞组的等效应力分布如图3.4：图3.4 活塞组的等效应力分布图由两图可知销孔内侧边缘处有应力集

48、中最大为127MPPA，由于本文主要分析活塞的应力分部，及销孔处的应力，这在此不考虑。第4章 活塞销孔结构改进后的有限元分析上文提到，由于发动机燃烧时的爆发压力很大，活塞销孔处应力很高，为了降低销孔表面应力峰值，活塞销孔要做结构改进设计，从而提高销孔的承载能力。本文选用铸铝青铜材料，镶嵌于活塞销孔内壁的结构形式。4.1 衬套的材料及几何模型的确定活塞衬套的材料如下表4.1：表4.1 衬套的材料性能零件材料E（GPa）（MPa）（Mpa）销孔衬套铸铝青铜1057500200540针对本文所分析的活塞销孔结构，设计出销孔衬套。如图4.1（A）衬套实体图，(B)衬套结构示意图:半径为18MM，衬套厚

49、度为，长度为。 图4.1（A） 衬套的三维实体图 图4.1（b） 衬套结构示意图4.2 活塞组有限元模型的建立在这里活塞仍采用自由网格划分，选用SOLID187单元，并对对受力较大的燃烧室，活塞环岸，及销孔处进行细化进行了网格细化；销和衬套采用SOLID95单元，销用扫描方法进行网格划分，衬套用自由网格划分。网格划分结果如下图4.2图4.2 活塞组的有限元模型4.3 活塞组的机械载荷及边界条件的确定改进后的活塞组所收的工作情况和改进前一样，故所收的机械载荷与边界条件不变。但衬套与销孔之间应建立一个过盈配合的接触对，以模拟实际的工作情况。4.4 活塞组机械载荷下变形的分析活塞组的整体变形与变形前

50、相比如图4.3：图4.3 改进后活塞组整体变形比较图活塞组的整体变形如图4.4：图4.4 该进后的活塞组整体变形分布图活塞的最大变形仍出现在活塞顶部，及裙部，最大变形为，同改进前有一定的下降；销孔内侧上端仍有较大的变形，但分布较均匀，最大变形，同改进前也有所降低。变形基本关于对称面对称，从上到下有一定的梯度。4.5 活塞组机械载荷下的应力分析在机械载荷下，活塞在轴线方向的应力分布如图4.5：图4.5 改进后的活塞组轴向应力分布图活塞组的等效应力分布如图4.6：图4.6 改进后的活塞组的等效应力分布图PA，有所降低，而且销孔处的应力分布趋向均匀。结 论本文以汽油发动机为模型，结合有限元知识，用P

51、RO/E和ANSYS工具对模型进行了分析，并通过在活塞销孔内嵌套衬套的方法该进模型，最后做了对比分析。得到了如下结论：（1）针对本文所研究的活塞，通过分析原活塞的机械应力云图与变形云图，得出活塞与活塞销接触的销孔内侧上缘出现了较大应力，最大应力值为127MPA，销孔部位变形值为;采用销孔内嵌入铸铝青铜衬套活塞，分析得出销孔内侧上缘的最大应力值为64.698MPA，变形值为。这些数据充分说明采用加入销孔衬套的活塞可以使销孔表面的应力趋向均匀，变形量减小。（2）本文提出活塞销孔内嵌入衬套结构方案，通过有限元计算，在机械载荷的用下，整个活塞能够满足强度以及变形的要求，活塞销孔衬套各个部位的应力大小均匀，整个销孔内侧单位面积上应力峰值降低，其能够承受的最大应力要明显优于原活塞销结构。（3）活塞销孔处的失效模式往往是热负荷、机械负荷共同作用的结果，要分析设计出合理的、可靠的活塞销孔结构，这两方面的因素要综合考虑。作者在翻阅资料的基础上，发现提高活塞