柴油机活塞温度场和应力场计算
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活塞头部和裙部分别利用 SOLIDE90 和
SOLIDE70 四面体单元进行自由网格划分，活 塞实体模型和有限元模型如下图：
图 1 组合活塞实体模型
图 2 有限元网格模型
2 材料的物理特性
该柴油机活塞顶部为优质合金钢，密度
为 7800 Kg / m3 ,导热系数为 40W / (m ⋅ K ) ,弹 性模量为 2.06E11 GPa ,泊松比为 0.3，比
中国内燃机学会燃烧节能净化分会 2010 年学术年会
CSICE2010-007
柴油机活塞温度场和应力场计算
余远菊，李晓波，王贵新
哈尔滨工程大学动力与能源工程学院，黑龙江，哈尔滨 150001
摘要 ： 活塞常处出在十分恶劣的条件下工作，经受着复杂的热负荷与机械负荷，使活塞发生变形。本文 采用 AVL BOOST 软件对活塞的工作过程进行了计算，得到了活塞的换热边界条件和最大爆发压力。在此基 础上，采用 ANSYS 有限元软件，对组合式活塞进行了温度场和应力场的有限元分析计算，并得到了活塞的 变形。分析计算结果，活塞头部的变形主要是由热负荷引起，而裙部的变形主要受机械应力的影响，同时 确定了活塞发生最大变形量的位置。 关键词：活塞；温度场；应力场；有限元法
本文链接：/Conference_7394133.aspx
有限元方法是最有效的数值方法之一， 它可以直接分析内燃机零部件的结构问题、 热负荷问题和机械负荷问题，提高了设计的 可靠性。优化了结构，缩短了设计周期。目 前已广泛应用在活塞的结构设计计算领域。 本文采用 ANSYS 有限元软件对某型柴油机钢 顶铝裙组合式活塞进行了温度场和应力场 计算。
1 有限元模型的建立
e 活塞 Z 向热变形
a 活塞头部应力云图 b 活塞裙部热应力云图 c 活塞 Z 方向变形云图
f 活塞整体热变形
图 6 活塞热负荷与热变形
由图可知，活塞最大热应力 142 Mpa 出 现在冷却水腔内部，另外，火力岸、活塞第 一环槽热负荷也较大，活塞第一环槽的热应 力在 110 Mpa 左右。图 g 显示了活塞的整体
b 活塞头部温度场分布云图
c 活塞裙部温度分布 图 5 活塞温度分布云图
由图可知，活塞顶部温度分布十分复 杂，因其长期承受高温燃气的作用。最高温 度 326℃出现在燃烧室喉口附近，最低温度 111℃出现在活塞第二环槽处。温度梯度很 大，会产生很大的热应力、热变形和热疲劳。 活塞第一环槽最高温度 151.99℃，最低温度 129.39 出现在环槽下侧面。其余环槽温度依 次递减。活塞环区温度在工作要求范围之 内。
活塞工作时直接承受气缸内燃气压力， 高速运动所产生往复运动惯性力，活塞各部 将产生很大的机械负荷，使活塞顶受交变弯 曲作用。活塞销座承受活塞销支反力后会沿 活塞销座的轴向方向增大。
d 活塞 X 方向热变形
a 活塞整体机械应力分布
466
b 活塞头部机械应力分布 c 活塞裙部机械应力分布
d 活塞 X 方向变形云图 e 活塞 Y 方向变形云图 f 活塞 Z 方向变形云图
参考文献 [1] 陈大荣.船舶内燃机设计[M].国防工业出版社. 北京. 1995.10 [2] 王忠瑜.活塞的传热预热强度研究[D].重庆大 学硕士学位论文.2002.5 [3] 李冠男.活塞的三维稳态热分析及热强度计算 [D]. 哈尔滨工程大学硕士学位论文.2006.3
468
柴油机活塞温度场和应力场计算
析图 18 与图 20，不难发现活塞在销轴方向 发生膨胀变形，而在垂直于销轴方向发生压 缩变形，使活塞发生椭圆变形。因此常将活 塞裙部设置成中突变椭圆形。图 g 显示了活
塞整体变形云图，最大变形量为 0.152 mm 。
6.4 耦合应力场 以往文献大多单独计算活塞的热负荷
与机械负荷，但是我们在分析活塞变形时， 发现活塞的变形实际上是热负荷与机械负 荷同时作用的结果，因此有必要对活塞的热 应力与机械应力进行耦合计算，其计算结果 如下：
钢顶铝裙组合式活塞由活塞顶和活塞 裙部两部分组成。因其结构比较复杂，本文 采用 pro/E 软件建立了活塞的三维有限元 模型，为了减少工作量和便于网格的划分， 建模时省略了部分油孔，倒角，圆角等，并 假定活塞三维模型轴对称，即关于活塞的中 心线轴对称，这样即可取 1/4 活塞建立有限 元计算的三维模型。
图 d~图 f 显示了活塞轴向和径向的 变形图，活塞销轴轴向方向即 X 向最大变形
量为-0.06743 mm ，“-”表示沿着 X 方向负
方向，表示活塞在销轴方向发生膨胀变形。 而垂直于销轴方向即 Z 向的最大变形量为
0.111 mm ，为挤压变形。图 19 显示了活塞 轴向变形量，最大变形量为 0.158 mm 。分
槽，最大值为 275.5 MPa 。裙部最大应力 值为 221 MPa ,出现在活塞销座孔的上侧。
虽然耦合应力是机械负荷与热负荷共同作 用，但是将耦合应力场和位移变形与前面分 析的热负荷和机械负荷单独作用的应力场 与位移场进行比较。活塞头部主要受热负荷 的影响较大，活塞头部的最大径向变形量为
0.438 mm ，与热负荷单独作用时产生的变
活塞在燃烧膨胀阶段最高温度达到 1800K 左右，取缸内平均/(㎡.K)。并 将活塞顶面按径向分成十个小面。
对于火力岸，根据经验值取换热系数 为活塞顶部换热系数的 1/4~1/5 较为合理。 而对于冷却水腔，内腔，活塞侧面，活塞环 岸等则按照经验或半经验公式取得。
形量 0.503 相差不多。而活塞裙部则是以机 械负荷和机械变形为主，在销轴方向发生膨 胀变形，在垂直于销轴方向发生挤压变形， 致使活塞销孔部分发生椭圆变形。
7 结论
本文主要研究了活塞的温度场和应力 场分析，由结果可知活塞裙部温度不仅低而 且各部分温差较小，不易产生高的热负荷。 而活塞顶部温度分布梯度较大，产生了较大 热应力。机械负荷也使活塞产生了很大的应 力值，活塞裙部的变形则主要是以机械负荷 为主，由于销座支反力的作用，使活塞销座 孔发生了椭圆变形。
活塞作为柴油机的主要受热零件之一， 常在高温、高速、高负荷，润滑不良、冷却 困难等情况下工作，经受着高压燃气压力、 高速往复运动产生的惯性力等周期性载荷 作用，产生机械应力和机械变形 [1] 。而高压 气体燃烧产生的高温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。因此活塞组的设 计、将直接影响柴油机性能、使用可靠性及 耐久性。对活塞的温度场、应力场以及热负 荷和机械负荷共同作用的耦合应力场进行 有限元分析，了解活塞的热负荷状态和综合 应力情况是十分必要的。
4 载荷边界条件
活塞承受的载荷主要有高温燃气压力 作用，活塞往复运动惯性力，活塞裙部侧推 力以及活塞销座孔内与活塞销接触部分的 余弦载荷。高温燃气压力 Pz 主要作用在活 塞顶部，火力岸以及活塞第一、二环槽内。 其余载荷的加载方法参考文献【2】。
5 位移约束条件
用有限元法计算静力分析时，必须设置 一定的位移约束条件，才能得到唯一解。通 过阅读大量文献，得到多种位移约束条件。 本文根据模型实际计算情况，规定其对称剖 分面上法向位移为零，活塞销座孔内与活塞 销接触的部分轴向位移为零，这样活塞可向
变形云图，最大变形量为 0.506 mm 。活塞 在径向的最大变形量为 0.503 mm ，未超过 活塞的配缸间隙 0.5058 mm 。活塞头部的径
向热变形比较大，但是从上到下变形量是不 断减小的。而活塞裙部的变形量略低于活塞 头部，且其最大变形量的方向是沿着活塞轴 向变化的，不会影响活塞在缸套内的运动。 6.3 机械应力分析
两端自由伸缩。
6 结果分析
6.1 活塞的温度场分析 计算活塞的热应力，必须事先了解其温
度分布状态，因此温度场的计算是热应力计 算的前提。根据前面建立的有限元模型和确 定的边界条件，利用有限元分析计算得到的 温度场计算结果如下图：
图 3 缸内温度曲线
a 活塞整体温度场分布云图
图 4 燃气换热系数曲线图
g 活塞整体变形云图
图 7 活塞机械负荷与机械变形
由图可知，活塞头部机械应力最大值出 现在活塞内腔冷却油孔附近，在油孔圆周方 向出现局部应力集中，最大值为 285 Mpa 。 在避阀坑附近也出现较大应力，局部应力集 中，可能是避阀坑边缘未倒圆角的缘故。图 c 显示了活塞裙部的应力分布。最大机械应 力值 94.7 Mpa 出现在销座孔内侧上缘，销 座孔内部出现局部应力集中，其余部分应力 值在销座轴线方向依次减小。其次，活塞裙 部与活塞头部的接触面处应力也比较大，最 大值在 40 Mpa 左右。
467
a 活塞整体耦合应力场云图 b 活塞头部应力场云图 c 活塞裙部应力场云图 d 活塞 X 方向变形云图 e 活塞 Y 方向变形云图
f 活塞 Z 方向变形云图 图 8 活塞耦合应力与耦合变形
耦合应力最大值 349 MPa 出现在活塞
头部避阀坑与燃烧室的连接处的小角落里。 除去此处的应力集中，活塞的耦合应力较大 值出现在活塞环槽处，尤其是活塞第一环
热容为 460 J / (kg ⋅ K ) .裙部为硅铝合金，密 度 为 2700 Kg / m3 ， 导 热 系 数 为
138W / (m ⋅ K ) ，弹性模量为 7.9E10 GPa ,
泊松比为 0.33，比热容为 902 J / (kg ⋅ K ) 。
3 热边界条件的确定
在进行温度场计算时，准确地给出热
作者： 作者单位：
余远菊， 李晓波， 王贵新 哈尔滨工程大学动力与能源工程学院,黑龙江,哈尔滨,150001
本文读者也读过(10条) 1. 刘嘉.LIU Jia 发动机活塞温度场仿真分析[期刊论文]-机械管理开发2011(3) 2. 黄琪.张力.杨勇.申正均.严宏.HUANG Qi.ZHANG Li.YANG Yong.SHEN ZhengJun.YAN Hong 内冷油腔活塞热结构分析及应力-温度散点 图评价[期刊论文]-机械强度2011,33(3) 3. 隋菱歌.刘忠长.韩永强.郑广勇 增压柴油机EGR阶跃工况瞬态响应特性仿真分析[会议论文]-2010 4. 庞斌.解茂昭.贾明.周磊.秦文瑾 PCCI柴油机燃烧过程大涡模拟[会议论文]-2010 5. 王胜.苏庆运 Rh表面CO还原NO及N2O的详细机理研究[会议论文]-2010 6. 周蓉.梁荣光 发动机排气门传热数值模拟研究分析[会议论文]-2010 7. 许汉君.姚春德.徐广兰 正庚烷-甲醇二元燃料着火的23步反应模型[会议论文]-2010 8. 徐孝军.李晓波.王贵新 气缸套温度场及应力场的计算分析[会议论文]-2010 9. 唐滔.冯春.龚德文.TANG Tao.FENG Chun.GONG De-wen 机车柴油机组合活塞的温度场数值模拟[期刊论文]-机械设计与制造2008(11) 10. 张宏远.李微.马星国 某特种发动机活塞瞬态动力学分析[期刊论文]-科技创新导报2008(12)
464
交换边界条件是用有限元法计算活塞温度 场的关键。以往对边界条件的计算多采用经 验和半经验公式计算，现在已有较成熟的数 值模拟软件对发动机缸内工作过程稳态和 瞬态性能进行分析。本文采用 AVL-BOOST 软件对缸内过程进行模拟，得到了缸内燃气 温度和换热系数随曲轴转角的变化曲线，如 下图所示：
活 塞 裙 部 温 度 分 布 在 100.745 ℃ 到 129.52℃之间，最高温度出现在裙部与头部 接触的面上，温度为 129℃左右。最低温度
465
出现在活塞底部，其值为 100℃左右。由此 可见，活塞裙部的温度梯度较小，不至于产 生较大的热应力。 6.2 热应力的分析
活塞热应力分析的模型仍然使用温度 场分析的模型。热应力的计算采用间接耦合 法，将温度场计算生成的.rth 结果文件作为 热应力分析的载荷。在计算时，应先将热结 构单元转换成结构单元。计算结果如图：
SOLIDE70 四面体单元进行自由网格划分，活 塞实体模型和有限元模型如下图：
图 1 组合活塞实体模型
图 2 有限元网格模型
2 材料的物理特性
该柴油机活塞顶部为优质合金钢，密度
为 7800 Kg / m3 ,导热系数为 40W / (m ⋅ K ) ,弹 性模量为 2.06E11 GPa ,泊松比为 0.3，比
中国内燃机学会燃烧节能净化分会 2010 年学术年会
CSICE2010-007
柴油机活塞温度场和应力场计算
余远菊，李晓波，王贵新
哈尔滨工程大学动力与能源工程学院，黑龙江，哈尔滨 150001
摘要 ： 活塞常处出在十分恶劣的条件下工作，经受着复杂的热负荷与机械负荷，使活塞发生变形。本文 采用 AVL BOOST 软件对活塞的工作过程进行了计算，得到了活塞的换热边界条件和最大爆发压力。在此基 础上，采用 ANSYS 有限元软件，对组合式活塞进行了温度场和应力场的有限元分析计算，并得到了活塞的 变形。分析计算结果，活塞头部的变形主要是由热负荷引起，而裙部的变形主要受机械应力的影响，同时 确定了活塞发生最大变形量的位置。 关键词：活塞；温度场；应力场；有限元法
本文链接：/Conference_7394133.aspx
有限元方法是最有效的数值方法之一， 它可以直接分析内燃机零部件的结构问题、 热负荷问题和机械负荷问题，提高了设计的 可靠性。优化了结构，缩短了设计周期。目 前已广泛应用在活塞的结构设计计算领域。 本文采用 ANSYS 有限元软件对某型柴油机钢 顶铝裙组合式活塞进行了温度场和应力场 计算。
1 有限元模型的建立
e 活塞 Z 向热变形
a 活塞头部应力云图 b 活塞裙部热应力云图 c 活塞 Z 方向变形云图
f 活塞整体热变形
图 6 活塞热负荷与热变形
由图可知，活塞最大热应力 142 Mpa 出 现在冷却水腔内部，另外，火力岸、活塞第 一环槽热负荷也较大，活塞第一环槽的热应 力在 110 Mpa 左右。图 g 显示了活塞的整体
b 活塞头部温度场分布云图
c 活塞裙部温度分布 图 5 活塞温度分布云图
由图可知，活塞顶部温度分布十分复 杂，因其长期承受高温燃气的作用。最高温 度 326℃出现在燃烧室喉口附近，最低温度 111℃出现在活塞第二环槽处。温度梯度很 大，会产生很大的热应力、热变形和热疲劳。 活塞第一环槽最高温度 151.99℃，最低温度 129.39 出现在环槽下侧面。其余环槽温度依 次递减。活塞环区温度在工作要求范围之 内。
活塞工作时直接承受气缸内燃气压力， 高速运动所产生往复运动惯性力，活塞各部 将产生很大的机械负荷，使活塞顶受交变弯 曲作用。活塞销座承受活塞销支反力后会沿 活塞销座的轴向方向增大。
d 活塞 X 方向热变形
a 活塞整体机械应力分布
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b 活塞头部机械应力分布 c 活塞裙部机械应力分布
d 活塞 X 方向变形云图 e 活塞 Y 方向变形云图 f 活塞 Z 方向变形云图
参考文献 [1] 陈大荣.船舶内燃机设计[M].国防工业出版社. 北京. 1995.10 [2] 王忠瑜.活塞的传热预热强度研究[D].重庆大 学硕士学位论文.2002.5 [3] 李冠男.活塞的三维稳态热分析及热强度计算 [D]. 哈尔滨工程大学硕士学位论文.2006.3
468
柴油机活塞温度场和应力场计算
析图 18 与图 20，不难发现活塞在销轴方向 发生膨胀变形，而在垂直于销轴方向发生压 缩变形，使活塞发生椭圆变形。因此常将活 塞裙部设置成中突变椭圆形。图 g 显示了活
塞整体变形云图，最大变形量为 0.152 mm 。
6.4 耦合应力场 以往文献大多单独计算活塞的热负荷
与机械负荷，但是我们在分析活塞变形时， 发现活塞的变形实际上是热负荷与机械负 荷同时作用的结果，因此有必要对活塞的热 应力与机械应力进行耦合计算，其计算结果 如下：
钢顶铝裙组合式活塞由活塞顶和活塞 裙部两部分组成。因其结构比较复杂，本文 采用 pro/E 软件建立了活塞的三维有限元 模型，为了减少工作量和便于网格的划分， 建模时省略了部分油孔，倒角，圆角等，并 假定活塞三维模型轴对称，即关于活塞的中 心线轴对称，这样即可取 1/4 活塞建立有限 元计算的三维模型。
图 d~图 f 显示了活塞轴向和径向的 变形图，活塞销轴轴向方向即 X 向最大变形
量为-0.06743 mm ，“-”表示沿着 X 方向负
方向，表示活塞在销轴方向发生膨胀变形。 而垂直于销轴方向即 Z 向的最大变形量为
0.111 mm ，为挤压变形。图 19 显示了活塞 轴向变形量，最大变形量为 0.158 mm 。分
槽，最大值为 275.5 MPa 。裙部最大应力 值为 221 MPa ,出现在活塞销座孔的上侧。
虽然耦合应力是机械负荷与热负荷共同作 用，但是将耦合应力场和位移变形与前面分 析的热负荷和机械负荷单独作用的应力场 与位移场进行比较。活塞头部主要受热负荷 的影响较大，活塞头部的最大径向变形量为
0.438 mm ，与热负荷单独作用时产生的变
活塞在燃烧膨胀阶段最高温度达到 1800K 左右，取缸内平均/(㎡.K)。并 将活塞顶面按径向分成十个小面。
对于火力岸，根据经验值取换热系数 为活塞顶部换热系数的 1/4~1/5 较为合理。 而对于冷却水腔，内腔，活塞侧面，活塞环 岸等则按照经验或半经验公式取得。
形量 0.503 相差不多。而活塞裙部则是以机 械负荷和机械变形为主，在销轴方向发生膨 胀变形，在垂直于销轴方向发生挤压变形， 致使活塞销孔部分发生椭圆变形。
7 结论
本文主要研究了活塞的温度场和应力 场分析，由结果可知活塞裙部温度不仅低而 且各部分温差较小，不易产生高的热负荷。 而活塞顶部温度分布梯度较大，产生了较大 热应力。机械负荷也使活塞产生了很大的应 力值，活塞裙部的变形则主要是以机械负荷 为主，由于销座支反力的作用，使活塞销座 孔发生了椭圆变形。
活塞作为柴油机的主要受热零件之一， 常在高温、高速、高负荷，润滑不良、冷却 困难等情况下工作，经受着高压燃气压力、 高速往复运动产生的惯性力等周期性载荷 作用，产生机械应力和机械变形 [1] 。而高压 气体燃烧产生的高温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。因此活塞组的设 计、将直接影响柴油机性能、使用可靠性及 耐久性。对活塞的温度场、应力场以及热负 荷和机械负荷共同作用的耦合应力场进行 有限元分析，了解活塞的热负荷状态和综合 应力情况是十分必要的。
4 载荷边界条件
活塞承受的载荷主要有高温燃气压力 作用，活塞往复运动惯性力，活塞裙部侧推 力以及活塞销座孔内与活塞销接触部分的 余弦载荷。高温燃气压力 Pz 主要作用在活 塞顶部，火力岸以及活塞第一、二环槽内。 其余载荷的加载方法参考文献【2】。
5 位移约束条件
用有限元法计算静力分析时，必须设置 一定的位移约束条件，才能得到唯一解。通 过阅读大量文献，得到多种位移约束条件。 本文根据模型实际计算情况，规定其对称剖 分面上法向位移为零，活塞销座孔内与活塞 销接触的部分轴向位移为零，这样活塞可向
变形云图，最大变形量为 0.506 mm 。活塞 在径向的最大变形量为 0.503 mm ，未超过 活塞的配缸间隙 0.5058 mm 。活塞头部的径
向热变形比较大，但是从上到下变形量是不 断减小的。而活塞裙部的变形量略低于活塞 头部，且其最大变形量的方向是沿着活塞轴 向变化的，不会影响活塞在缸套内的运动。 6.3 机械应力分析
两端自由伸缩。
6 结果分析
6.1 活塞的温度场分析 计算活塞的热应力，必须事先了解其温
度分布状态，因此温度场的计算是热应力计 算的前提。根据前面建立的有限元模型和确 定的边界条件，利用有限元分析计算得到的 温度场计算结果如下图：
图 3 缸内温度曲线
a 活塞整体温度场分布云图
图 4 燃气换热系数曲线图
g 活塞整体变形云图
图 7 活塞机械负荷与机械变形
由图可知，活塞头部机械应力最大值出 现在活塞内腔冷却油孔附近，在油孔圆周方 向出现局部应力集中，最大值为 285 Mpa 。 在避阀坑附近也出现较大应力，局部应力集 中，可能是避阀坑边缘未倒圆角的缘故。图 c 显示了活塞裙部的应力分布。最大机械应 力值 94.7 Mpa 出现在销座孔内侧上缘，销 座孔内部出现局部应力集中，其余部分应力 值在销座轴线方向依次减小。其次，活塞裙 部与活塞头部的接触面处应力也比较大，最 大值在 40 Mpa 左右。
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a 活塞整体耦合应力场云图 b 活塞头部应力场云图 c 活塞裙部应力场云图 d 活塞 X 方向变形云图 e 活塞 Y 方向变形云图
f 活塞 Z 方向变形云图 图 8 活塞耦合应力与耦合变形
耦合应力最大值 349 MPa 出现在活塞
头部避阀坑与燃烧室的连接处的小角落里。 除去此处的应力集中，活塞的耦合应力较大 值出现在活塞环槽处，尤其是活塞第一环
热容为 460 J / (kg ⋅ K ) .裙部为硅铝合金，密 度 为 2700 Kg / m3 ， 导 热 系 数 为
138W / (m ⋅ K ) ，弹性模量为 7.9E10 GPa ,
泊松比为 0.33，比热容为 902 J / (kg ⋅ K ) 。
3 热边界条件的确定
在进行温度场计算时，准确地给出热
作者： 作者单位：
余远菊， 李晓波， 王贵新 哈尔滨工程大学动力与能源工程学院,黑龙江,哈尔滨,150001
本文读者也读过(10条) 1. 刘嘉.LIU Jia 发动机活塞温度场仿真分析[期刊论文]-机械管理开发2011(3) 2. 黄琪.张力.杨勇.申正均.严宏.HUANG Qi.ZHANG Li.YANG Yong.SHEN ZhengJun.YAN Hong 内冷油腔活塞热结构分析及应力-温度散点 图评价[期刊论文]-机械强度2011,33(3) 3. 隋菱歌.刘忠长.韩永强.郑广勇 增压柴油机EGR阶跃工况瞬态响应特性仿真分析[会议论文]-2010 4. 庞斌.解茂昭.贾明.周磊.秦文瑾 PCCI柴油机燃烧过程大涡模拟[会议论文]-2010 5. 王胜.苏庆运 Rh表面CO还原NO及N2O的详细机理研究[会议论文]-2010 6. 周蓉.梁荣光 发动机排气门传热数值模拟研究分析[会议论文]-2010 7. 许汉君.姚春德.徐广兰 正庚烷-甲醇二元燃料着火的23步反应模型[会议论文]-2010 8. 徐孝军.李晓波.王贵新 气缸套温度场及应力场的计算分析[会议论文]-2010 9. 唐滔.冯春.龚德文.TANG Tao.FENG Chun.GONG De-wen 机车柴油机组合活塞的温度场数值模拟[期刊论文]-机械设计与制造2008(11) 10. 张宏远.李微.马星国 某特种发动机活塞瞬态动力学分析[期刊论文]-科技创新导报2008(12)
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交换边界条件是用有限元法计算活塞温度 场的关键。以往对边界条件的计算多采用经 验和半经验公式计算，现在已有较成熟的数 值模拟软件对发动机缸内工作过程稳态和 瞬态性能进行分析。本文采用 AVL-BOOST 软件对缸内过程进行模拟，得到了缸内燃气 温度和换热系数随曲轴转角的变化曲线，如 下图所示：
活 塞 裙 部 温 度 分 布 在 100.745 ℃ 到 129.52℃之间，最高温度出现在裙部与头部 接触的面上，温度为 129℃左右。最低温度
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出现在活塞底部，其值为 100℃左右。由此 可见，活塞裙部的温度梯度较小，不至于产 生较大的热应力。 6.2 热应力的分析
活塞热应力分析的模型仍然使用温度 场分析的模型。热应力的计算采用间接耦合 法，将温度场计算生成的.rth 结果文件作为 热应力分析的载荷。在计算时，应先将热结 构单元转换成结构单元。计算结果如图：