内燃机活塞的热分析论文

摘要 ································ 1

Abstract ······························· 2

1 绪论 ······························· 3

1.1 研究来源与意义 ························ 3

1.2 研究的国内外状况 ······················· 4

1.3 研究方法 ··························· 4

1.4 本文的主要研究内容 ······················ 5

2 温度场的有限元分析 ························· 6

2.1 热分析理论基础 ························ 6

2.2 有限元方法理论 ························ 8

2.3 活塞有限元模型的建立 ····················· 11

2.4 活塞有限元分析的内容 ····················· 14

3 活塞温度场分析 ······················· 错误！未定义书签。

3.1 活塞热对流边界条件的计算 ··················· 15

3.2 活塞温度场的分析 ······················· 24

3.3 活塞强度分析 ························· 27

3.4 型不同火力岸高度活塞的热应力对比分析 ············ 36

3.5 O型与平顶型活塞的温度场分析 ················· 40

4 结论与展望 ····························· 43

4.1 结论 ····························· 43

4.2 展望 ····························· 43

致谢 ································· 44

参考文献 ······························· 45

内燃机活塞的热-结构耦合仿真

学生姓名：专业班级：

指导教师：指导单位：

摘要：活塞作为内燃机的关键零部件之一，它设计质量的好坏直接关系到内燃机

的工作可靠性和使用耐久性，同时直接影响到内燃机的排放性能。活塞的

工作环境极为恶劣:混合气燃烧产生的高温高压燃气使活塞顶部乃至整个

活塞温度很高，且温度分布很不均匀，导致活塞产生热应力和热变形；同

时活塞还受到燃气压力、高速往复运动产生的惯性力、侧向推力和摩擦力

等周期性载荷作用，产生机械应力和机械变形。热负荷和机械负荷将导

致活塞产生裂纹、活塞环胶结以及拉缸等。因此，在新产品的开发过程中，

很有必要对活塞进行温度场和强度分析，了解活塞的温度分布和应力分布

情况，进而改进活塞。本文利用活塞二分之一模型，使用ANSYS 软件计算

了活塞在最大爆发压力工况点的温度分布情况；温度、机械载荷单独作用

时的应力和变形情况；温度、机械载荷共同作用时活塞的应力和变形情况，

为优化活塞设计提供了较符合实际工作状况的基础温度与应力数据及改进

方向[2]。

参数化设计思想与有限元分析方法相结合，实现了活塞的自动化设计，优

化了产品的开发过程，实现了产品设计中的信息共享和并行，可显著缩短

产品设计周期提高设计效率，有较大的应用价值。 [1]

关键词: 活塞，参数化，有限元，仿真

Abstract ：Piston is one of the key components of engine, it’s design quality concerns

working reliability and durability of engine directly and affects the emission

performance of engine directly at the same time. The working condition of

piston are extremely bad because mixture air burning produces the

high-temperature and high-pressure fuel gas causes the piston top and even

whole temperature of piston very high，moreover ，the temperature distribution

is very non-uniform which causing the piston to produce heat stress and heat

distortion. Simultaneously ，the piston stands periodic loads ，such as high

gas-pressure ，inertia-pressure side direction pressure and frictional force

which produced by combustion gas pressure and high speed，the loads make

piston produces mechanical stress and distortion. The heat load and the

machinery load will cause the piston to produce crackle，piston-ring gluing

and scuffing of cylinder bore and so on. Therefore ，in the period of

development of new products ，it is necessity to calculate and analyze the

piston temperature field and intensity situation，find out the heat load state of

the piston and comprehensive stress distribution situation and then improve

the design of piston. This text makes use of a half model of piston and

ANSYS software to calculate the temperature distribution and the stress and

distortion when the Piston withstand the temperature load alone ，the

mechanical load alone ，and they work together in the biggest explosion

pressure situation，all these results can Provide temperature and the stress data

that similar to Practical work condition of Piston and can give the designers

some ideas to improve the Piston design[2].

The integrate of Parameterize design concept and the finite element analysis

method make the Piston design automated and the design Process

improvably ，the technology can obviously reduce the Product design cycle，

improve the design efficiency and has very significant application value.

keyword : Piston ，parameterization ，finite element，Simulation

1 绪论

1.1 研究来源与意义

内燃机从诞生到现在已经有一百多年的历史，随着内燃机性能的不断提高，摩

擦磨损对内燃机经济性的影响也越来越大。为了使设计开发部门在设计的同时就能

确定内燃机所能达到的摩擦学要求，人们正努力用摩擦学技术区改进设计方法，国

内外研究机构也在这方面进行了大量研究。

活塞是内燃机中的重要零件，其性能的好坏直接影响内燃机整机性能。活塞温

度场是衡量活塞性能合理与否的一个重要指标，其中又以活塞中第一环槽处的最高

温度、活塞最高温度和最高热流密度作为一个重要指标。活塞的不同结构和各部分

的不同尺寸会对这些与温度相关的指标值带来非常大的影响，由于活塞组件结构复

杂、各部分的尺寸差别很大，加之与燃烧室直接接触，使其工作不仅热变形很大，

而且在圆周上的热变形不相等，这必然影响活塞-活塞环-缸套间的摩擦学关系[2，3]。

本设计分析通过仿真计算来估算几种结构因素可能会对活塞温度指标带来的

影响，以发现其中的规律。先建立活塞的几何模型，并通过对相关热边界条件的计

算，运用有限元方法，对活塞模型进行离散化处理，计算活塞的温度场，并在此基

础上，对于活塞的不同结构模型和不同特征尺寸模型进行对比计算，通过比较来找

到规律。

随着发动机强化程度的不断提高，其零部件的热负荷将随之不断增大。活塞作

为发动机的主要受热件，由于具有受热面积大、散热条件差的特点，因而其热负荷

问题最为严重。它的结构对内燃机的可靠性、寿命、排放和经济性等诸多方面有着

至关重要的影响。如能求得活塞的温度场的数值解，将可为考虑热应力和热变形的

活塞优化设计提供依据。

活塞的有限元计算是借助有限元技术详细分析活塞的机械负荷和热负荷情况，

它可协助设计人员达到以下目的[3，13，14]:

(l)在活塞设计阶段，用有限元计算活塞温度场、热应力和热变形，可对设

计方案作出评定以求选择较好的方案。

由活塞温度场明确活塞热流分配情况，根据热流情况可了解活塞各部温度分布，

找出温度过高点，从而明确改进方向与途径。

将计算出的热应力和机械应力合成，可评定是否超过材料的高温疲劳强度。掌

握活塞热应力和机械应力变形，可以帮助确定活塞与缸筒的装配间隙，使活塞顶岸

与缸壁之间的有害容积尽可能小，以利于改善排放；同时也可使活塞环岸、裙部与

缸壁之间的间隙尽可能小些，以减轻活塞敲击噪声。

(2)分析结构损坏原因，提出改进方案。当活塞在工作中发生故障如裂纹、烧蚀、

磨损过大时，可应用有限元法进行计算，研究活塞损坏原因，找出危险区域和部位，提出改进设计的方案，并进行相应的计算分析，直至找到合理的结构为止。

(3)分析活塞疲劳寿命。与基于试验的传统方法相比，有限元疲劳计算能够提供

零部件表面的疲劳寿命分布图，可以在设计阶段判断零部件的疲劳寿命薄弱位置，

预先避免不合理的寿命分布。

1.2 研究的国内外状况

由于活塞组件的温度场和热变形对于活塞组件乃至整体的性能有着重要的影

响，所以活塞组件的设计人员从很早就开始进行活塞组件的温度场和热变形的进行

计算分析。各国在这反面也花费了大量的人力物力，有关活塞组件温度场和人变形

及计算的报导和文献也不断的出现。

由于活塞组件温度场和热变形的计算涉及到热力学、计算方法和计算工具等方

面的问题，所以它的发展也是伴随着这些学科的发展而发展的。

总体而言，根据人们对活塞温度场和热变形分析手段的不同，可以见此类研究

分为两类，一类从实验测量入手研究活塞组件的温度场和人变，另一类从数值计算

方法入手研究活塞组件的温度场和热变形。这两种方法所采用的手段不同，所以他

们有各自的特点，下面扼要介绍[15,17]。

1.3 研究方法

1.3.1实验测量方法

了解活塞组件的温度场和热变形，最直接最有效的办法就是实验测量，这也是

很早就采用的方法。通过测量我们可以获得所需的各种数据，而且数据的可靠性较

高，可以有效的对活塞组件进行检测，已验证起设计的合理性，所以作为一种最有

效的检测和设计手段，他一直为活塞组件的设计人员所采用。

但是实验测试方法只能在整体样机生产出来以后才能采用，无法在设计阶段作

为作为一种测试设计手段。所以，研究人员一直在进行另一种方法的研究，这便是

数值计算方法，它使得设计人员在初始设计阶段便对活塞组件有相对准确的了解，

进而在设计阶段便能解决一些热力学方面的问题。由于这种数值计算方法更加符合

现代设计方法的发展方向，所以它越来越受到人们的重视[15,17]。

1.3.2数值计算方法

数值计算方法在活塞的温度场和热变形方面研究的应用已有相当长的历史。由

于它要运用传热学和数值计算方面的知识，同时有设计到计算工具的影响，所以他

的发展实质上式伴随着这些方面的发展而发展的[15,17]。

运用数值计算方法计算活塞组件的温度场和热变形，一般首先要建立温度计算

的数学模型，这里包括到热方程和边界条件的建立，然后运用特定的数值计算方法

建立具体活塞组件的几何模型，然后把边界条件加于具体的几何模型上便可进行有

效的计算。

活塞有限元分析研究的发展现状[4,5]：

其研究方面主要有：活塞本身的温度场、热应力、热疲劳和机械强度等方面的

研究。在此基础上，进行了深入的研究，包括热冲击研究、耦合瞬态温度场和应力

场的研究、润滑油膜以及积碳等方面的研究。同时，在数值方面，人们在寻求针对

某一专业领域的数值计算方法，以提高其分析和解决问题的能力。

1.4 本文的主要研究内容

本文使用SolidWorks 三维制图软件建立活塞的实体模型（由于活塞模型对称，

因此只建四分之一模型进行分析），并将其导入ANSYS 软件进行一系列分析和处理，

得到了内容丰富的结果数据。并采用其耦合场分析模块得到活塞的温度场，得到了

热流在活塞内部的分布和活塞各部位的热梯度，然后进行了热应力分析和热疲劳分

析，从而完成了活塞的热负荷分析，从而完成了活塞的热负荷分析。然后将机械负

荷和热负荷共同作用于活塞体，分析在其共同作用下活塞强度和变形。

2 温度场的有限元分析

2.1 热分析理论基础

2.1.1稳态温度场

严格地说，活塞温度场的有限元计算属于三维的不稳定场计算，这种三维不稳

场计算是比较复杂的。发动机在稳定工况下运行时，在一个工作循环内作用于活塞

顶面的燃气温度变化很大，但是这种变化的时间很短，在热惯性的作用下，只是在

活塞顶表面很薄的范围内温度是波动的，而在活塞结构的绝大部分区域，活塞的温

度基本上是稳定的，即可以认为活塞的温度场不随时间变化，是一个稳定的温度场。傅立叶定律是导热理论的基础。傅立叶定律的向量表达式为[16,18,19,20]:

q =-k ⨯gradT W /m 2 （1-1）

式中： q-热流密度，是一个向量，W /m ；

K -材料的导热系数，做常量处理，W /m ⋅C ； 2[]( )

gradT-温度梯度，也是一个向量， C /m 。

式中的负号表示q 的方向始终与gradT 相反。上式在数学场论中利用梯度和散

度的向量形式推导导热微分方程式非常地方便，它的分量形式是:

q x =-k ⨯q y q z q n ∂T ⎫∂x ⎪⎪∂T ⎪=-k ⨯∂y ⎪⎪⎬∂T ⎪=-k ⨯∂z ⎪⎪∂T ⎪=-k ⨯∂n ⎪⎭（1-2）

式中n 为物体任意边界处的外法线方向向量。

从式1-1中可以看出，当梯度分量∂T /∂x 的方向与x 轴相反(当为∂T /∂x 负值)

时，q x 得正值，说明q x 与x 轴同方向；反之，∂T /∂x 与x 轴同方向时，q x 得负值，

即热流与x 轴反方向。

由传热学的基本原理，遵循能量守恒定律，可以得到固体导热微分方程如

下式:

式中： ⎛∂2T ∂2T ∂2T ⎫ω∂T =α ∂x 2+∂y 2+∂z 2⎪⎪+c ρ∂t ⎝⎭（1-3）

α为导温系数，单位为m 2/h 。

c 材料的定压比热，作常数处理，单位J /(kg ⋅ C )

α=K c ρ

ω材料的内热源强度，作常数处理，单位为W /m 。

如果固体处于绝热状态，则这种状态下的固体温度称为绝热温升，记为θ，由式

(1-3)可知 ∂θω=（1-4） ∂t c ρ

利用式(1-4)，热传导方程可以写成

⎛∂2T ∂2T ⎫∂θ∂T α ∂x 2+∂y 2⎪⎪+∂t -∂t =0⎝⎭ （1-5）

如果在程简化为z 方向温度无变化，即∂T /∂z =0，则温度场是平面问题，热传

导方程简化为

⎛∂2T ∂2T ∂2T ⎫∂θ∂T α ∂x 2+∂y 2+∂z 2⎪⎪+∂t -∂t =0⎝⎭（1-6）

在经过了长期的热交换后，温度不再随时间而变化，即

∂T ∂θ ==0∂t ∂t 热传导方程简化为

∂2T ∂2T ∂2T ++=0∂x 2∂y 2∂z 2 （1-7）

这种不随时间而变化的温度场就是稳态温度场。

热传导方程建立温度与时间、空间的关系，但满足热传导方程的解有无限个。

为了确定固体微分方程的唯一解，了解固体内部真实的温度分布，必须附加边界条

件和初始条件，在一般的描述中我们把边界条件和初始条件统称为定解条件。将之

与导热微分方程联立求解，可得到固体内部的温度分布。

2.1.2 温度场的三类边界条件

活塞的传热是一个复杂的过程，热边界条件条件有三种[6,7,8]：第一类边界条件，

即已知活塞边界上的温度；第二种是第二类边界条件，既边界上所受的热流密度是

确定的；第三类边界条件，即已知活塞与其他介质的换热系数。本次研究我们采用

第三类边界条件。

柴油机气缸内的传热过程是一个复杂的过程，它是把缸体内气体流动、燃烧、

对流传热、辐射传热模型与燃烧室部件整体耦合起来，进行整体模型的全仿真模拟。目前，国外较多采用CFD 和FEA 耦合的方法进行活塞组等部件的传热研究，通过计

算得到活塞顶的温度及换热系数以及缸套冷却水的温度和换热系数，将之作为第三

类边界条件计算。非稳态分析和瞬态分析的研究也是内燃机数值模拟的发展方向。

利用有限元较成功地模拟了活塞组偶和模型的瞬态分析。

2.2 有限元方法理论

2.2.1有限元方法概述

现代工业的典型特征是大量使用计算机，无论是产品的开发、设计，还是制造

过程中，计算机的应用都极大地提高了效率和质量。其中在产品开发设计中，过程

分析是一项重要的工作，通过分析可以在设计阶段不断地发现问题，找到解决问题

的有效途径，并经过不断地修改，以得到最佳的效果。尤其在设计复杂的零部件时，人们总希望通过计算机辅助分析(CAE)来解决相关复杂问题，以做出最佳设计，它是

计算机和现代工程方法的完美结合[9,10]。

有限元分析(FiniteEl。mentAnalysiS ，FEA) 是工程技术领域进行科学计算的极

为重要的方法之一，利用有限元分析几乎可以获得任意复杂工程结构的各种机械性

能信息，还可以直接就工程设计进行评判，对各种工程问题进行技术分析。有限元方法的基本思想和原理是“简单”而又“朴素”的，其基本思想就是“一分

一合”，归纳如下[11,12]:

假想把连续系统分割成数目有限的单元，单元之间只在数目有限的指定点(成为

节点) 处相互连接，构成一个单元集合体来代替原来的连续系统。在节点上引进等效

载荷(或边界条件) 来代替实际作用于系统上的外载荷(或边界条件) 。

然后对每个单元由分块近似的思想，按一定的规则(由力学关系或选择一个简单

函数) 建立求解未知量与节点相互作用(力) 之间的关系(力-位移、热量-温度、电压-

电流等) 。

最后把所有单元的这种特性关系按一定的条件(变形协调条件、连续条件或变分原理及能最原理) 集合起来，求解就得到有限个节点处的待求变量。

所以，有限元法实质上是把具有有限个自由度的连续系统，理想化为只有有限个自由度的单元集合体，使问题转化为适合数值求解的结构型问题。显然，节点数是有限的，单元数目也是有限的，所以称为“有限单元”。

有限元分析是物理现象(几何及载荷工况) 的模拟，是对真实情况的数值近似，通过对分析对象划分网格，把具有有限个自由度的连续系统单元离散成只有有限个自由度的单元集合体，通过求解有限个数值来近似模拟真实环境的有限个位置量。通常，有限元分析主要包括以下几个步骤:

(l)问题及求解域定义。根据实际问题近似确定求解域的物理性质和几何区域。

(2)求解域离散化。将求解域近似为具有不同有限大小和形状，且彼此相连的有限个单元组成的离散化，习惯上称为有限元网格划分。显然单元越小(网格越细) ，则离散化的近似程度越好，计算结果也越精确，但计算量及误差都将增大，因此求解域的离散化是有限元法的核心技术之一。

(3)确定状态变量及控制方法。一个具体的物理问题通常可以用一组包含问题状态变量的边界条件的微分方程式表示，为适合有限元求解，通常将微分方程式化为等价的泛函形式。

(4)单元推导。对单元构造一个适合的近似解，即推导有限单元的列式，其中包括选择合理的单元坐标系，建立单元函数，以某种方法给出单元各形状变量的离散关系，从而形成单元矩阵(结构力学中称为刚度阵或柔度阵) 。为保证问题求解的收敛性，单元推导有许多原则要遵循。对工程应用而言，重要的是应注意每一种单元的解题性能与约束。例如，单元形状应以规则为好，畸形时不仅精度低，而且有缺秩的危险，将导致无法求解。

(5)矩阵总装。将单元总装形成离散域的总矩阵方程(联合方程组) ，反映对近似求解域的要求，即单元函数的连续性要满足一定的连续条件。总装是在相邻单节点进行，状态变量及其导数(可能的话) 连续性建立在节点处。

(6)联立方程组求解和结果解释。有限元发最终导致联立方程组。联立方程组的求解可用直接法、迭代法和随机法。求解结果是单元节点处状态变量的近似值。对于

计算结果的质量，将通过与设计准则提供的允许值比较来评价并确定是否需要重新计算。完整的有限元分析(FEA)流程图如图2-1。

图2.1有限元分析流程图

2.2.2 ANSYS简介

有限单元作为CAE 技术中的一种关键计算方法，自20世纪中叶以来，以其独有的魅力得到了最广泛地发展和应用，已出现了不同形态的有限元方法，并由此产生了一批非常成熟通用和专业有限元商业软件。

目前，全球有70%以上的高校及研究单位采用ANSYS 作为有限元分析软件。ANSYS 软件己成为世界范围内市场增长最快的CAE 软件。在中国，ANSYS 软件经过几年的经营，用户数量迅速增长，遍及工业的各个领域，应用也越来越深入。ANSYS 软件是一个功能非常强大的通用有限元分析软件，用户借助ANSYS 可以完成非常复杂的分析，得到高精确的、可以替代施加物理实验的结果。如此强大的功能都是因为ANSYS 软件的如下技术特点

[22]

1. 惟一能实现多场及多场耦合功能的软件。

2. 惟一实现前后处理、分析求解及多场分析统一数据库的大型FEA 软件。 3. 独一无二的优化功能，惟一具有流场优化功能的CFD 软件。 4. 融前后处理与分析求解于一身。 5. 强大的非线性分析功能。 6. 快速求解器。

7. 最早采用并行计算技术的FEA 软件。

8. 从个人机、工作站、大型机直至巨型机所有硬件平台上全部数据文件兼容。 9. 智能网格划分。

10. 支持从PC 、WS 到巨型机的所有硬件平台。

11. 从个人机、工作站、大型机直至巨型机所有硬件平台上统一用户界面。 12. 可与大多数的CAD 软件集成并有接口。 13. 多层次多框架的产品系列。 14. 良好的用户开发环境。

2.3 活塞有限元模型的建立

2.3.1活塞实体模型

使用SolidWorks 三维绘图软件建立实体模型，取其中的四分之一作为分析用实体模型，如图2.2。为了减少计算时间和计算量，在不影响计算精度的情况下作了如

下简化(忽略):(1)忽略销座向主推力面的较小偏置，可以认为活塞是轴对称的；(2)忽略了一些细节(如倒角、倒圆等) ，而对计算结果影响较大的细节被保留下来。

图2.2 SolidWorks实体

2.3.2模型网格划分

实体模型建立后，就要进行模型的离散，即网格的划分，而网格划分的基础是确定模型选择的单元类型。有限元程序中包含的单元类型有杆单元、梁单元、二维实体单元和三维实体单元。为了更好的模拟实际情况，三维实体模型一般选用三维多面体单元来进行网格的划分。对于复杂模型，一般采用网格自动生产技术划分网格，精度问题通过修改单元尺寸加以弥补。划分的单元数量越多，则单元尺寸越小，计算精度就越高。但也不能一味地减小单元尺寸，因为一个物体在承受载荷之后，它的应力和温度分布往往是不均匀的，最高应力和最高温度区总是集中在一个很小的区域内。若整个模型都采用小网格，对于非应力集中区或非温度极值区是没必要的，这样只会增加计算量和计算时间。理想的网格划分是在网格自动生成的基础上对其进行优化，即对应力集中或高温区的网格进行细化，同时使粗细网格之间均匀过渡。本文建立的有限元分析模型如图2.3所示

[10，11，12，22]

。

图2.3 ansys三维模型

在SolidWorks 建好模型后导入ansys 的步骤为：SolidWorks 模型保存为.x_t格式，打开ansys-import-para ，这是看到是模型的线条，接着在ansys 中重现三维模型：plotctrl-style-solid model facets选择子菜单下的normal faceting，这是就可以在ansys 中重现三维模型了。

图2.4 划分网格

活塞材料选用ZL109，常温下弹性模量E=7100MPa，泊松比=0.3，密度700kg/m，在20°C —30°C 时材料的线膨胀系数为20.96e-6。材料抗拉强度=268.2MPa，抗压强度=260.7MPa。

2.4 活塞有限元分析的内容

活塞的结构为三维不规则的几何体，而且所受载荷极为复杂，对其结构分析和设计，长期以来采用试验分析和经验设计的方法。由于测量方法的局限性和测试技术的复杂性，它们的应用受到一定的限制。加上试验周期较长、费用较高，要想通过对大量不同方案的测试研究来寻求一个最佳设计，往往是困难的和不合算的。而且对于活塞这样结构复杂的零件，即使得到问题所遵循的基本方程(常微分方程或偏微分方程) 和相应的边界条件，由于物体的几何形状复杂或者某些特征是非线性的，也很难得到其力学问题或场问题的解析解。在这种情况下，采用有限元方法进行其工作状态的仿真，将为活塞的结构分析和设计提供有力的手段。下文将借助大型有限元分析软件ansys 对活塞进行全面静力学分析，将图2.2所示活塞实体模型导入ansys ，生成有限元模型，然后在有限元模型上施加载荷及各种边界条件，最后通过分析计算，将结果以云图等形式显示出来，完成可视化热分析、应力分析。本文对活塞的有限元分析主要包括以下几个方面: 1 温度场边界条件计算和分析。 2 进行热应力边界的条件计算并分析。 3 热载荷与力载荷同时作用时的结构分析。 4 不同火力岸活塞的对比分析 5 不同顶部类型活塞对比分析

3 活塞温度场分析

3.1 活塞热对流边界条件的计算

在第三类边界条件中，必须给出换热系数α和介质温度T f （绝对温度），才能对活塞与周围之间进行热计算

[16][21]

。即已知周围介质在物体表面附近的温度T f 、机制

与活塞组件的热交换系数α，活塞组件的导热系数λ，在区域边界上应满足热交换条件：

∂T

∂n

≡(T f -T )λ

(2-1)

∂T

式中n 为区域边界Γ∂n 表示外法线方向导数，物理意义即表示物体面面的温度梯度。公式（2-1）表示物体表面的温度梯度和周围介质与物体表面

的温度梯度成正比，在研究中α是表征活塞与周围介质之间的换热系数的物理量。影响α的因数有很多，例如：活塞尺寸、形状、表面温度、介质温度、流速、导热系数等。

根据活塞的边界外部流体介质的不同，可将边界分为四个部分，即活塞顶部，活塞侧面（包括环岸、环槽、裙部），活塞内腔，销轴部。 3.1.1 燃气对活塞顶面的平均换热系数αm ，燃气的当量温度t m

活塞顶外部的传热介质为高温燃气，该部分的边界条件对活塞吸热量和高温区的温度值有很大的影响。为了得到稳定温度场，采用平均燃气换热系数α，和平均燃气温度T f 作为第三类边界条件值。由示功图，可以计算出气缸燃气的瞬时压力凡和瞬时温度凡，瞬时燃气换热系数αg 可采用经典的 (式2-2) 公式求得。 αg =k ⋅C m ⋅PT （2-2）

式中：K-修正系数

S αg -瞬时放热系数 C m =t

C m -活塞平均速度（m/s）

P -瞬时绝对压力（MPa ）

T -瞬时热力学温度（k ）

K 为热量通过系数，一般柴油机取2.1，汽油机去1.9，此处取2.1。

在一个循环中燃气对活塞顶的平均放热系数αm ，和平均温度t m ，分别可用一个循环内的积分平均值求得:

1ϕ01720

αm =αd ϕ=αg d ϕ=380g ⎰⎰00ϕ0720

式中：ϕ0— 一个工作循环内的曲轴转角

ϕ— 曲轴转角

(2-3)

1T m =

ϕ0

⎰

ϕ0

T g d ϕ

⎰

ϕ0

T g d ϕ

ϕ⎰

ϕ0

αg d ϕ

αm ϕ0

⎰

720

T g d ϕ

αm

720

=710

（2-4）

3.1.2活塞侧面与冷却水间的换热系数αg ，冷却水的平均温度t d

活塞侧面主要包括顶环岸区、活塞环区、裙部、，这里是主要的放热部位，此处以冷却水的平均温度作为t d ，各个部位主要的不同区别在于αg 。整体而言，简化过程

可以简化为多层薄壁导热和水套壁与冷却水之间的对流换热，而针对不同的部位是有差别的，下面分别作论述： 1）活塞环区的换热系数

这里首先要解决冷却水与水套壁间的对流换热，求其对流换热系数αw ，下图为活塞冷却方式示意图。

图3.1活塞组件的冷却方式

可以把其看作是冷却水横向绕流一排竖管，此处运用茹卡斯卡斯公式：

⎛P rf n

N uf =C ⋅R ef ⋅P rf 0. 36⋅ P

⎝rw ⎫⎪⎪⎭

（2-5）

适用范围： 0. 6

上式中除P rw 取得壁温为定性温度外，其余均以流体的平均温度为定性温度，定

⎛⎫是为了校正流体型尺寸取直径特征速度取管间最小界面处的最大流速，引入 P ⎪⎪rw ⎭⎝物理性变化的影响，系数和指数查表得：

C=0.27 ； n=0.63 公式变为：

⎧

P rf ⎫4⎪N =C ⋅C ⋅R n ⋅P 0. 36⋅⎛ n ef rf （2-6） P ⎪⎪⎪uf

rw ⎝⎭⎨

⎪αw ⋅L

⎪N uf =

λ⎩

其中

ν⋅L γ

R =P =（普朗特标准）雷诺准则) e r λα

γ-运动粘度 (m 2/s ) ν-流速(m /s )

下面计算，这里去水温为80 C 。

(1)已知流量为Q=2.667×103(m 3/s )，求最大流速

适

α-水的热扩散速率(m 2/s ) L-定型尺寸(m )

图3.2冷却水通道横截面尺寸

S 2=12. 5⨯165⨯10-6=2. 0625⨯10-3m 2

-32

S =3S +2S =5. 7⨯10m 12

S 1=5⨯105⨯10-6=5. 25⨯10-4m 2

（2）P rf =

νmax

2. 667⨯10-3==0. 4678m /s

5. 7⨯10-3

t f =80 C α

γ=0. 365⨯10-6m 2/s α=1. 66⨯10-7m 2/s P rf =（3） R ef =

L =0.118

0. 4678⨯0. 118

R ef ==1. 5123⨯105

-6

0. 365⨯10

通过以上计算可以看出满足公式要求（4）设壁温为110 C

ν⋅L γ

=0. 4678m /s α

γw

P rw =

αw

γw =0. 272⨯10-6m 2/s αw =1. 7⨯10-7m 2/s

γw

P rw ==1. 6

αw

（5）进而可以推出N uf =498. 12

α=

λ⋅N uf

L 67. 4⨯10-2⨯498. 12==2. 84522⨯103

0. 118

αw

=3. 51467⨯10-4

至此计算出冷水与水套壁之间的换热系数。

算出αw 后，对于不同的冷却系统作多层薄壁处理，根据各薄壁厚度和导热系数计算其值，设有三层壁，数据依次为(a , λ1)，(b , λ2)，(c , λ3)，则传热系数a d 的公式

如下：

活塞环区较为复杂，这里就先行论述，如图

⎛a b c 1⎫a d = λ+λ+λ+α⎪⎪

23w ⎭⎝1

-1

（2-7）

活塞环在环槽内做高频往复运动，这里做三个时段处理，1时段活塞环紧贴环槽上沿（m=0），2时段活塞环位于中间（m=n），3时段活塞环紧贴环槽下沿（n=0），具体公式如下：

环槽m 处

环槽e 处

图3.3环槽冷却方式

αdm

⎛m a 1b 1⎫= λ+λ+λ+a ⎪⎪

23w ⎭⎝1⎛e a b 1⎫

= λ+λ+λ+a ⎪⎪

23w ⎭⎝1

-1

αde

环槽n 处

αdn

⎛n a 1b 1⎫= λ+λ+λ+a ⎪⎪

23w ⎭⎝1

-1

第一道气环按间隙内充满气体处理，第二道换按一半气一半有处理，油环内按油处理，下面是一些查表所得的常数：

油的导热系数（按200℃） λ1=0. 13W/m⋅o C 活塞环的导热系数 λ2=56. 7W/m⋅o C

套筒的导热系数 λ3=56. 7W/m⋅o C 气体的导热系数 λ4=15⨯10-3W/m⋅o C 1）第一道环区

b=7mm a =5.5mm a 1=3mm e=1.1mm

由于第一道环的加工精度较高，其密封性较好，使第一道环的下表面与环槽下表面接触很紧，使环槽下沿的接触更加紧密，所以此处最好做接触热处理。

'=5. 28⨯10-4m 2⋅ C /W γ上

'=10-4m 2⋅ C /W γ下

3⨯10-37⨯10-3γ外=++3. 51467⨯10-4=5. 28⨯10-4m 2⋅ C /W

56. 756. 7

αdm =(5. 28⨯10-4+5. 28⨯10

-1

-4-1

)

=946. 96W /m 2⋅ C

αdn =(10-4+5. 28⨯10-4)1592. 4W /m 2⋅ C

⎛1. 1⨯10-3-4⎫2

⎪αde = +5. 28⨯10W /m ⋅C 0. 13⎪

⎝⎭

-1

'-环槽上表面单位面积的热阻 γ上

'-环槽下表面单位面积的热阻 γ下

'-环槽外表面单位面积的热阻 γ外

2）第二道环区

a =5.5mm a 1=3mm e=1.1mm b=7mm m=n=0.03

此处活塞环运动较有规律，可以把其看成上下两个时段平均处理，上面按气油混合，下面按油来处理

0. 03⨯10-3-3 '=γ上=2⨯1015⨯10-3

γ中=γ上

1. 1⨯10

=8. 46⨯10-3

0. 13

-3

0. 03⨯10-3==2. 3⨯10-4

0. 13

α上==395. 6

2⨯10-3+5. 28⨯10-4

α下=

=1269-4-4

2. 3⨯10+5. 28⨯10

通过以上的计算，经过平均处理可获得此处的放热系数

上=

395. 6+1269

=832. 3

-1

α中=(8. 46⨯10-3+5. 28⨯10-4)=111. 2

3）油环

α下=1269

a =3.2mm a 1=1.6mm e=2.55mm m=n=0.015 b=7mm

此道环中，上下表面均是一半与油环接触，一半与金属接触，此处与平均处理

⎛0. 015⨯10-31. 3⨯10-37⨯10-3-4⎫⎪α上= ⨯3+++3. 51467⨯10. 8 ⎪=11840. 1356. 756. 7⎝⎭

-1

另外一部分作详细论述如下：

3⨯10-3

γ1==2. 3⨯10-2

0. 13

γ2= γ+γ+γ⎪⎪

2223⎭⎝21γ21γ22

⎛1

1⎫

-1

γ23

3⨯10-3

==5. 29⨯10-5

56. 73⨯10-3==2. 3⨯10-2

0. 13=5. 29⨯10-5

-1

21⎛⎫

γ2= +-5-2⎪2. 3⨯10⎭⎝5. 29⨯10

α中==43. 43

γ1+γ2

=2. 64⨯10-5

此处有铁环，应适当加大

α中=50W /m 2⋅ C

α上=α下=

1184. 8+80

=632W /m 2⋅ C 2

4）活塞裙部换热系数计算 1) 活塞裙部的换热系数

C=0.15

⎛C b 1⎫αq = λ+λ+α⎪⎪

2w ⎭⎝1

-1

⎛0. 15⨯10-37⨯10-3-4⎫⎪α= ++3. 51467⨯10=614 0. 13⎪56. 7⎝⎭

-1

2) 火力岸的换热系数

火力岸间隙处为燃气，根据等效热阻的原理，“可根据热流实际经过的热阻来计算。

即经过燃气、气缸套、到达冷却水，因此可得换热系数为:

⎛e ⎛0. 15⨯10-37⨯10-3b 1⎫ -4⎫⎪ ⎪α= ++=++3. 51467⨯10=96. 49 15⨯10-3⎪ λλα⎪56. 7⎝⎭3w ⎭⎝4

-1

3.1.3活塞内腔、曲轴箱与轴销部的换热系数及介质温度

许多文献中采用了准则方程式，但结果不是很理想，此处采用类比的方法，参照相关类型的发动机结果，以上述结果为基础，做一种类比的处理，结果如下图[23,24]

图片3.4 活塞边界条件示意图

表3.1活塞综合边界条件

3.2 活塞温度场的分析

由于活塞有很多不规则的曲面的存在，故选择了ANSYS 单元库中的第90号单元来进行稳态温度场的分析，该单元具有20节点，并可退化为具有10节点的四面体单元、13节点的金字塔单元和巧节点的五面体棱柱单元，且该单元具有高阶的形函数，可以模拟复杂曲面并能保证计算精度，上面已经介绍了建模的过程和划分网格的大致过程，下面介绍活塞有限元分析具体操作：

设定网格类型。

命令：Preprocessor-Element type-Add/Edit/Delete

打开Element 对话框后，按Add 按钮，打开Libray of Element Type对话框，选择Termal Solid：Tet 10node 90。

网格划分。

命令：Preprocessor-Meshing-Size Cntrls-Manualsize-Slobal-Size 打开Slobal Element Size对话框，在Size Element Edge Length 中输入网格长度为0.004m 。

命令：Preprocessor-Meshing-Mesh-Volumes-Free-Pick All。定义材料特性。

命令：Preprocessor-Material Props-Mateiral Models 打开Define Mateiral Model Behavior对话框，在Ateiral Models Available中选择Thermal-Conductivity-Isotropic ；

打开Conductivity for Material Number对话框，在KXX 中填入大热系数163。定义求解类型。

命令：Solution-Analysis Type-New Analysis。打开New Analysis对话框，选择Steady State（稳态）加载边界条件。命令：Solution-Define

Loads-Apply-Thermal-Convection-On Areas。打开Apply CONV On Areas对话框，分别在个面上加载换热系数和温度。

求解温度场。

命令：Solution-Solve-Current LS。查看温度场。

命令：Generial Postproc-Plot Results-Contour Plot-Nadal Solu。

打开Contour Nadal Solution Data 对话框，选择nadal Solution-DOF Solution-Temperature。

图3.5活塞温度分布云图

根据已经建立的活塞几何模型和有限元模型，以及给定的边界条件，利用ANSYS 的稳态热分析模块，对活塞的稳态温度场进行分析，得出了活塞的温度梯度和热流分布。

从温度场分布云图可以看出：

1) 整个活塞温度分布很不均匀，最高值为271.838℃，出现在活塞顶部，最小值为128.584℃，出现在活塞裙底部，两者相差143.254℃，使得活塞产生极大的热应力。

2)在外侧面，沿轴向从上到下，温度由高到低。第一环槽最高温度为224.087

℃，

大部分温度都在200℃附近，第一道环的最高温度略超过活塞用高温润滑油的结胶温度220℃。

3.3 活塞强度分析

3.3.1活塞热应力分析

物体内产生热应力的原因大致有以下三个:一是由于外加的约束而使物体在温度变化时不能自由膨胀或收缩，从而产生热应力；二是在匀质物体内，由于物体不均匀的受热，它的各微体将发生不同程活塞在温度场和温差载荷的作用下，由于受到气缸体，活塞销等的约束作用，在活塞内部不仅会产生热应力，而且会产生一定的热变形。如果热变形量过大，超过了活塞与缸筒的配缸间隙，就会造成活塞拉缸的危险，从而造成发动机不能正常运转和损坏。物体内产生热应力的原因大致有以下三个:一是由于外加的约束而使物体在温度变化度的膨胀，而各微体之间为了保持物体连续性而相互受到约束，使这种膨胀不能任意地发生，从而产生热应力；三是物体为非匀质体(或由几种不同的材料组成) ，即使温度分布是均匀的，但由于它各处的物理特性小同(例如线膨胀系数咨和弹性模量E 不同) 和几何尺寸不一，在物体各个部分之间引起互相牵制而产生热应力。本活塞是一个材料均匀的物体，它全由109A 材料组成，所以活塞的热应力主要来自于活塞受到的约束和活塞内部温差的存在。在发动机的受热零件中，活塞的热应力是一个突出的问题，在某些情况下可能比燃气爆发压力造成的机械应力要大几倍。特别是现在发动机朝高速、高功率和高增压方向发展之后，机械负荷越来越大，同时其热负荷及热应力也随之增大，成为一个须严加重视的问题。

从活塞的温度场分析结果可以看出，活塞的温度场分布基本上是合理的，本节将依据上章计算求得的温度场对活塞进行热应力分析。活塞的热应力计算分析属于热一结构耦合场分析问题，耦合场分析是指在有限元分析的过程中考虑了两种或者多种工程学科(物理场) 的交叉作用和相互影响(耦合) ，例如热一应力耦合合分析，热一电耦合分析，流体一结构耦合分析等等。耦合场分析过程的准确性取决于所需解决的问题是由哪些场耦合作用，其后可将其归结为两种不同的方法:间接耦合方法和直接耦合方法。间接法一般是先采用常规热单元进行热分析，然后热单元转换为相应的结构单元，并求得的节点温度作为体载荷施加到模型上再进行结构应力分析。本文采用间接法对活塞进行热应力分析。在进行热应力分析之前，需要在有限元模

型对称面上施加对称约束，将活塞销座上部全约束以确保活塞不能发生缸体移动。

在完成温度场分析的基础上进行热应力的耦合分析。具体操作如下：转换单元类型。

命令：Preprocessor-Element Type-Switch Elem Type。打开Switch Elem Type对话框后，选择Thermal to Struc。

增加材料特性定义。

命令：Preprocessor-Mater Props-Material Models ，打开Define Material Model Behavior对话框。

① 在Material Model Available中选择Structural-Linear-Elastic-Isotropic ；打开Linear Isotropic Properties for mater...

对画框，在EX 中输入7.1e9，定义材料的弹性模量为7100MPa 。在PRXY 中输入0.3，定义泊松比为0.3。

② 在Material Model Available中选择Structural-Thermal Expansion-Secant Coefficient-Isotropic ，在打开的对话框的ALPX 中输入20.96e-6，定义热膨胀系数为 20.96×10-6m /(m c ) 。添加约束条件。命令：

Solution-Define-Apply-Structural-Displaceme nt-On Areas

选择活塞的两个剖面，设置其对应的X 或Z

方向的

位移值为0，选择销座与剖面相交而成的上端的线，设置其位移的值为0。施加温度载荷。

命令：Solution-Define Loads-Apply-Structure-Temperature-from Thermal

analysis ，在Fname Name of Results File中选择温度场计算时生成的Piston.rth 文件。求解热应力。

命令：Solution-Analysis Type-New Analysis ，选择Static ，将求解类型设置为稳态。

命令：Solution-Solve-Current LS。查看应力场分布图。

命令：Generial Postproc -Plot Results-Contour Plot-Nodal Solution 。

打开Contour Nodal Solution Data 对话框，选择需要显示的

应力方向，便可查看各个应力场的分布情况。

图3.6热应力分布云图

图

3.7位移云图

图3.6显示应力最大值在活塞环和销孔边缘，其值为20.2MPa ，最小应力值在火力岸上，其值为3.0875MPa 。图3-7显示的是活塞在温度载荷作用下产生的热变形云图。最大变形量是在没受约束的活塞顶面的边缘，其值有0.311mm ，最小变形量在销座，其值是0.0768mm 。 3.3.2活塞机械应力分析

活塞在气缸内作往复运动时承受着燃气压力、往复惯性力和侧压力的作用，受力简图如图3-8所示。在这些力的共同作用下，在活塞内部也会产生很大的应力，其中包括顶部承受的动态弯曲应力，销座承受的拉压及弯曲应力，环岸承受的弯曲及剪切应力。同时，活塞形状也会发生改变，引起活塞裙部失圆

[2,8]

。

图3.8活塞受力简图

p max 活塞受力边界条件：活塞所受最大爆发压力为 =6.2MPa，爆发压力分别作用

在活塞顶面、燃烧室表面、火力岸及环槽各处，参照图3-9(活塞受力边界条件) 对活塞各部位施加相应的燃气压力

[13]

。

图3.9活塞受力边界条件

表3.2活塞机械应力边界条件

约束条件：理论上讲，采用耦合模型对活塞机械受力进行分析得到的结果更为真实可靠，但这样需要建立多个模型，然后在不同模型间建立接触对单元，这就给计算模拟增加了不少难度。部分文献建立了活塞与缸套、活塞销、连杆的耦合模型，然后对耦合模型进行机械应力分析，得到了较为准确的结果。本文只建立了活塞与

活塞销的耦合模型，目的只是为了加载的方便。考虑到活塞模型和载荷的对称性，在活塞模型及活塞销的对称面上施加对称位移约束，对活塞销轴向内侧面进行全约束，这样能较好的模拟活塞真实的受力情况。

图

3.10活塞机械载荷下的应力云图

图3.11机械载荷下的位移云图

活塞工作时，燃烧气体压力均匀作用在活塞顶上，活塞销给予的支反力则作用在活塞的销座处，由此产生的变形是裙部直径沿活塞销座的轴线方向增大，缸体对活塞的侧压力的作用又加大了这种变形。图3-10和图3-11分别是活塞在最大爆发压力作用下的应力云图和位移云图，从两个图中我们可以看出:活塞机械应力的最大值为78.8MPa ，发生在销座上部的内边缘处，与活塞变形理论分析得出的结论一致。这是因为活塞受到的气体爆发压力和往复惯性力都是沿着活塞的轴线方向作用，所以活塞的轴线方向承受着极大的载荷。由于活塞在上止点向下止点运动时活塞销会出现弯曲变形，使活塞销座出现畸变，而销座上端较大的刚度阻止了活塞销座的形变，从而导致活塞销孔的上端出现应力集中。最大变形发生在远离销孔的活塞头部，其值为0.205mm ，最小的变形在销孔的下端。 3.3.3活塞综合应力分析

活塞在工作中，既要受到高压燃气压力、高速往复运动产生的惯性力、侧向压力和摩擦力等机械负荷作用，还要受到高温燃气产生的热负荷作用。将活塞温度场结果与机械负荷耦合后进行计算，得到活塞真实工作情况下的应力和变形，即耦合应力和变形。

本文采用热一结构耦合分析，利用直接耦合方法，对在温度载荷和机械载荷共同作用下的活塞进行模拟计算。单元类型选择耦合场95号单元，边界条件和结构分析时的热对流边界条件和机械载荷边界条件保持一致，约束也与在机械载荷单独作用时的约束条件一样。分析结果如下所示:

图3.12耦合场热应力云图

图3.13耦合位移分布云图

1) 对比活塞在机械负荷和热负荷单独作用时的位移变形可知，在温度和机械负荷共同作用时，在顶部的变形主要由热膨胀变形引起，温度起主要作用。

2) 在活塞裙部的变形主要由燃气爆发压力、活塞侧推力和活塞销的支反力引起。 3) 这样的耦合计算并不是两个物理场计算结果的简单叠加，而是考虑了两种物理场的交叉作用和相互影响。最大应力值仍然出现在活塞销座内上侧，因此通常需在活塞顶部与销座之间设置加强筋，以提高销座的实际承载能力。

4) 活塞环岸、环槽、销孔圆周以及销座与活塞顶部接触面等处都需进行倒圆角处理，这样可以避免局部应力集中。

3.4 ω型不同火力岸高度活塞的热应力对比分析

以上介绍了同一结构参数ω型活塞的温度场分析、热应力分析、机械应力分析以及综合的应力分析。下面我们以同样的分析方法，对其他参数不变火力岸高度不同的ω型活塞进行对比分析。在以上活塞几何模型的基础上，建立火力岸高度增加3mm （暂称+3活塞）和火力岸高度减少3mm （暂称-3活塞）的几何模型，经过对比分析，观察它们的温度和应力分布变化大小及趋势。

火力岸高度增加3mm （+3活塞）的分析：

图3.14 +3活塞温度场分布云图

图3.15 +3活塞位移云图

从图3-14及图3-15可以看出，+3活塞温度场分布情况和位移的变化情况大致是相同的。+3活塞各个部位的温度有整体都提高了，最低温度依旧在裙部的下端，最高温度在顶面和燃烧室周面的交界处。最高温度为292.2997℃，最低温度为131.329℃，第一道环的温度温度为239.108℃。活塞位移云图显示，最大变形量还是在没受约束的活塞顶面的边缘，其值为0.347mm ，最小变形量在销座，其值是0.081mm 。

火力岸高度减小3mm （-3活塞）的分析：

图3.16 -3活塞温度场分布图

图3.17 -3活塞位移分布云图

火力岸高度减小3毫米的活塞，它的温度场分布与位移变化同上述两种情况都是大致相同的。活塞各个部位的温度都整体下降，最高温度在活塞顶面，其值为262.892℃，最低温度在活塞裙下端，其值为125.932

℃，第一道环槽的最高温度为

217.239℃。位移云图显示，最大变形量还是在没受约束的活塞顶面的边缘，其值为0.294mm ，最小变形量在销座，其值是0.0755mm 。

温度对比图表：

表3.3不同火力岸温度对比

从以上的温度数值列表和对比的图表可以看出，是随着火力岸的增大，活塞的各个部位温度都在不断的提高，最低温度、最高温度和第一道火力岸的温度也都相应的升高，而活塞整体的温度分布没有太大的改变。

表3.4不同火力岸活塞变形对

从上面的表格可以看出，火力岸不相等的活塞，活塞顶面的变形最大，销座的变形最小，其发生最小形变的位置和最大形变的位置都是一样的，而它们的发生形变的值随着火力岸高度的增大而增大，不论是最小形变值还是最大形变值都是遵循这个规律的，其他部位的变形值变化也都基本相同。

3.5 O型与平顶型活塞的温度场分析

3.5.1 O型活塞的温度场分析

边界条件同上述的型活塞一致，下图是对o 型活塞温度场的分析结果

图

3.18 o型活塞温度场分布云图

图3.19 o 型活塞位移云图

3.5.2平顶型活塞温度场分析

边界条件同上述的型活塞一致，下图是对平顶型活塞温度场的分析结果

图

3.20 平顶型活塞温度场分布云图

图3.21平顶型活塞位移云图

通过上述o 型和平顶型活塞的温度场云图和位移云图，结合ω型活塞的分析结果可以看出，在相同的边界条件下，平顶型活塞的整体温度要低于其他两种，最高温度、最低温度以及第一道环槽的温度也比其他两种类型要低，平顶型活塞的变形量也比其他两种类型活塞的变形要小。

4 结论与展望

4.1 结论

1) 利用有限元技术对活塞的温度场和结构分析，可以为活塞的优化设计提供理论依

据。活塞最大温度值出现在顶部中心处，外侧面沿轴向从上倒下依次降低。 2) 活塞最高温度与最低温度间相差143.254℃，在活塞内部差生了极大的热应力，

热应力最大值出现在活塞顶部。在三道环槽中，第一环槽的温度梯度最大，热应力也最大。

3) 活塞最大机械应力发生在销座上部内边缘处，此处正是销座容易开裂的部位。 4) 通过热机耦合分析得知，耦合计算并不是两个物理场计算结果的简单叠加，而是

考虑了两种物理场的交叉作用和相互影响的结果。活塞顶部的变形主要是由热膨胀变形引起，温度起主要作用；活塞裙部的变形主要由燃气压力、活塞侧推力和活塞销的支反力引起的。

5) 不同高度火力岸的活塞，其整体温度和各部位形变随火力岸高度的增加而增大。 6) ω型o 型和平顶型活塞在相同边界条件下进行热分析得知，平顶型的整体温度较

低，且相对其他两种变形量最小，其次是ω型。

4.2 展望

1) 本文涉及了SolidWorks 和ansys 软件，由于时间和条件的限制还有一些问题没

有能解决，有待进一步的研究。

2) 由于活塞表面和内腔结构的复杂性，而本文对活塞模型进行了简化，但由于试验

条件的限制，缺少足够的试验数据来保证分析结果的精确性，希望在有条件时能够进行更为精确的研究。

3) 没有进行不同材料活塞的分析，希望以后可以对不同物理性质材料的活塞进行对

比的分析

4) 在进行活塞三维模拟时没能与缸体、连杆、活塞环的零部件结合起来考虑，分析

精度受到了一定的影响，这需要付出更大的努力，才能更真实地描述发动机的工作过程。同时在结构分析时，仅得出了可能发生破坏的区域，对于结构上的改进没有提出理想的方案。

致谢

在论文的选题、开题到撰写的整个过程中，我得到了老师的精心指导，因此才能够按时顺利的完成论文。在王老师的帮助下，我不但锻炼了自己学习研究方面的能力，同时老师严谨的治学态度、认真负责的精神、求实的工作作风给我极大的感动，在此谨向老师致以衷心的感谢。

感谢xx 工业大学机械设计及其自动化专业的全体老师在专业学习方面给予的大力支持和帮助。

感谢老师、同学、家人的关心和支持，我取得的每一点成绩都包含着你们的心血，在此向你们表达我最真心的祝愿。

参考文献

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