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    快乐十分网投:有限元分析发动机机体的应用技术

    来源:原创论文网 添加时间:2018-08-21
      摘要:针对设计开发初期机体主轴孔附近无法准确快速评估设计问题, 本文通过建立发动机机体有限元模型, 利用有限元工具分别进行强度分析、主轴孔变形分析、高周疲劳分析, 得到了主轴孔的强度、变形、高周疲劳安全系数计算结果, 从而校核设计是否符合要求。该方法为缩短产品开发周期与减少设计成本起到了重要作用, 为指导设计提供了重要的理论依据和技术支持, 同时该方法也为其他类似产品的研发提供一种设计思路。
     
      关键词:有限元方法; 结构强度; 机体主轴孔; 高周疲劳;
    有限元分析
     
      0 引言
     
      目前各大汽车企业在不断提高发动机热效率, 提升燃油消耗率, 降低发动机质量, 对工程师提出了更高要求。同时随着有限元技术的不断发展和提高, CAE在产品开发中起到越来越重要的地位。发动机机体结构和工作情况一般比较复杂, 机体主轴承是发动机机发动机体的最重要部位, 它既支撑着高速旋转的曲轴, 同时又承载着来自燃烧室燃烧爆发压力。在高速运转时, 主轴承区域位置和主轴承盖是最容易发生失效的位置, 所以这区域结构需要有足够刚度、强度和承载动态力特性。它结构好坏直接影响到轴瓦变形和机体结构强度, 决定曲轴能否正常运转。因此如果在设计早期能准确预测此区域强度, 可以缩短设计周期和降低设计成本, 为工程师提供重要帮助。
     
      1 分析流程
     
      发动机机体主轴孔有限元分析, 首先建立三维几何数据, 通过前处理软件对几何进行网格划分, 根据零件实际安装情况建立有限元分析模型。通过多体动力学分析计算得到各主轴承的轴承力, 并把各个轴承力映射到到相应的有限元轴瓦上, 根据四缸发动机发火顺序1342建立分析工况模型, 从而得到强度计算结果, 此计算结果即作为强度校核依据, 也是为后续高周疲劳计算提供输入条件数据。四缸发动机机体主轴承有5个, 主轴孔工作时的偏心变形量决定曲轴能否正常运转, 所以需要对各主轴孔进行傅里叶变换, 提取出各阶次的偏心量, 从而校核设计是否符合要求。
     
      2 有限元模型
     
      2.1 曲轴主轴承动力学分析
     
      内燃机曲轴主轴承运动是周期性变化, 在往复惯性力和旋转惯性力的作用下, 主轴承承受力大小和方向时刻都在发生变化。随着发动机性能的不断提高, 要求发动机的负荷也明显增加, 对轴承的设计提出了更高要求。通过主轴承的液体动力学分析计算可以得到各个主轴承的力, 主轴承力一般由曲轴动态力、螺栓力、轴承接触力、曲轴惯性力和热载荷力等组成, 最终把计算得到的轴承力映射到有限模型上, 作为强度计算输入条件数据。
     
      2.2 有限元模型的建立
     
      网格质量、大小直接影响分析结果的精度和运算速度, 所以选取单元尺寸要正确, 太大会影响精度, 过小会影响计算时间。本次分析建议重要位置采用1mm单元大小, 对于不重要区域可以适当放大单元大小尺寸, 比如远离主轴孔位置区域。为了提高计算精度采用二阶单元类型, 四面体单元采用C3D10M单元, 六面体单元采用C3D8I单元。同时为了提高接触区域的稳定性, 对于两个相邻零件公共部分网格划分建议采用节点对节点, 比如轴承盖和机体, 轴承和机体公共区域。各零件间要建立适当的接触类型, 本文选用接触类型为*contact pair小滑移类型[1]。最后对各零件附上材料属性:包含密度, 泊松比, 弹性模量等。模型建立主要包含了机体、主轴承、主轴承盖, 前端罩盖、螺栓等, 最终有限元模型如图1所示。
     
      2.3 施加载荷和边界条件
     
      发动机动力总成一般有3个悬置组成, 分别是左悬置支架、右悬置支架和后悬置支架。分析时需要约束住3个悬置的自由度, 如图1。同时根据实际工作情况施加螺栓预紧力, 对于轴瓦的过盈量要考虑进去, 最后在轴瓦工作面上施加发动机爆发压力。
     
      图1 有限元模型及约束
     
     
     
      3 计算结果
     
      3.1 高周疲劳计算
     
      首先通过有限元分析得到主轴承装配工况和动载荷工况的主轴孔静应力结果, 再根据静应力结果进行高周疲劳计算, 其结果如图2所示, 从图中可以看出, 最薄弱环节发生在油孔附近, 最小疲劳安全系数为1.58, 高于设计值, 符合设计要求。
     
      3.2 主轴孔变形分析
     
      工程中考察主轴承变形失形时, 可用谐波的概念来分析主轴孔失圆度变形, 通过快速傅里叶变换 (FFT) 计算不同阶次下的变形为:
     
      图2 机体主轴孔高周疲劳结果
     
     
      图4 主轴承压力分布云图
     
     
      图3 各轴承偏心量
     
     
      
     
      式中:Ai和Bi为傅里叶系数, i为阶次。
     
      通过FFT得到各主轴承孔截面在不同傅里叶阶次下的变形, 主轴孔的傅里叶的0阶变形是主轴孔受热膨胀后的同圆心放大变形, 1阶变形为圆心平移, 2阶变形为受热后膨胀变成椭圆, 3阶变形为受螺栓预紧力作用产生的3花瓣变形, 4阶为螺栓预紧力作用产生的4花瓣变形, 变形的阶次越高, 影响因素越小。从计算结果可以看出, 主轴孔失圆度最大的发生在第五主轴孔, 且各个主轴孔的变形量都符合设计要求, 见图3。
     
      3.3 曲轴轴承压力分析
     
      机体主轴孔的受力非常复杂, 其中主要包括主轴承盖螺栓预紧力、气体爆发对轴承盖的作用力、连杆对曲轴的作用力以及装配过盈力等[2]。主轴孔主要受到两种工况, 一种是只有预紧力的预紧工况, 另一种是既有预紧力又有爆发压力的爆发工况。在预紧工况下, 机体主轴承盖组合结构承受各螺栓的预紧力和装配过盈力, 爆发状态是在预紧状态受力情况的基础上, 再加上气体爆发对曲轴的作用力。由于在爆发压力工况, 气体爆发力有利于轴瓦贴合到轴承盖上, 故主要考察在螺栓预计工况下, 轴瓦的压力, 查看是否会有飞脱现象。图4显示了各个轴瓦的压力分布情况, 从图中可以看出分布均匀, 最小压力符合要求, 不会发生脱瓦现象, 符合设计要求。
     
      4 总结
     
      通过建立机体主轴孔有限元分析模型并从计算结果可以得到以下结论:
     
      (1) 通过三维设计软件建立了机体、主轴承盖等零件的三维数模, 借助CAE前处理软件进行结构网格划分和边界条件的设定, 最后利用有限元分析软件进行了, 高周疲劳、主轴承变形分析、轴瓦压力分析, 从而校核设计是否符合要求。
     
      (2) 对主轴孔进行高周疲劳分析, 发现最薄弱位置发生在主轴孔油孔附近, 安全系数符合设计要求。
     
      (3) 对主轴孔进行傅里叶变换, 第五主轴孔的变形量最大, 但满足设计要求。
     
      (4) 考察了螺栓预计工况下轴瓦的压力分布情况, 分布均匀, 同时轴瓦压力符合设计要求, 无飞脱现象。
     
      本文利用限元分析方法考察机体主轴承区域是否符合要求的设计思路, 可以为类似产品开发提供一种新的设计思路和提供参考。
     
      参考文献
      [1]沈兴全, 王爱玲, 辛志杰.机车发动机机体主轴孔加工专用组合镗床[J].新技术新工艺, 2004 (11) :41-42.
      [2]张吉堂, 辛志杰, 韩树润.机车发动机机体维修用组合镗床[J].组合机床与自动化加工技术, 1999 (05) :22-23, 53.
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