車用柴油機(jī)氣缸體強(qiáng)度的有限元分析

2013-06-24 by:廣州有限元分析、培訓(xùn)中心-1CAE.COM 來源:仿真在線

關(guān)鍵字:氣缸體有限元子模型疲勞分析

采用proe和HyperMesh對改進(jìn)后的某車用柴油機(jī)氣缸體進(jìn)行了三維實體建模和網(wǎng)格劃分,基于ABAQUS分析平臺計算了改進(jìn)后的機(jī)體應(yīng)力分布情況;同時結(jié)合凸輪軸孔子模型,采用Fatigue軟件進(jìn)行高周疲勞分析。計算結(jié)果表明:改進(jìn)后凸輪軸孔處的疲勞安全系數(shù)均大于1.1,滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求。

機(jī)體作為安置氣缸和曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及其它輔助機(jī)構(gòu)的主體骨架構(gòu)件,承受著極為復(fù)雜的載荷,其剛度、強(qiáng)度以及動態(tài)特性對發(fā)動機(jī)的動力性、經(jīng)濟(jì)性和可靠性有著很大的影響。隨著歐Ⅲ、歐Ⅳ柴油機(jī)的研制和生產(chǎn),不斷提高的爆發(fā)壓力和強(qiáng)化指標(biāo),對柴油機(jī)機(jī)體的剛度、強(qiáng)度和動力特性都提出了更加嚴(yán)格的要求。
有限元法作為一種通用的數(shù)值分析方法,是目前研究機(jī)體類復(fù)雜結(jié)構(gòu)受力最為可靠和有效的方法。本文采用有限元子模型技術(shù)及ABAQUS軟件中的非線性接觸分析模塊,對改進(jìn)后的某車用柴油機(jī)氣缸體進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析,結(jié)合疲勞分析軟件MSC.Fatigue重點(diǎn)考察凸輪軸孔子模型的疲勞安全強(qiáng)度,對改進(jìn)措施進(jìn)行分析和評價。
1 有限元模型的建立

圖1 機(jī)體有限元模型

采用proe和HyperMesh對該車用柴油機(jī)前三缸氣缸體、框架、主軸瓦、凸輪軸瓦、主軸承螺栓等進(jìn)行三維實體建模和網(wǎng)格劃分。為了保證有限元計算的準(zhǔn)確性,僅對計算精度影響較小的螺釘孔和銷釘孔進(jìn)行適當(dāng)簡化,劃分網(wǎng)格后的機(jī)體有限元模型如圖1所示。為重點(diǎn)考察改進(jìn)后凸輪軸孔處的強(qiáng)度,取凸輪軸孔部位建立計算子模型,以獲得較為精確的結(jié)果。
有限元模型采用10節(jié)點(diǎn)四面體單元,各零部件的單元數(shù)目和節(jié)點(diǎn)數(shù)目如表1所示。

表1 機(jī)體計算模型中各零件的單元數(shù)與節(jié)點(diǎn)數(shù)

2 載荷與邊界條件
由于重點(diǎn)考察主軸承力對機(jī)體尤其是凸輪軸孔的影響,故對機(jī)體頂面節(jié)點(diǎn)進(jìn)行約束。機(jī)體、框架、軸承和螺栓互相之間建立接觸或者約束方程。
為了確定發(fā)動機(jī)在一個工作循環(huán)內(nèi)最小的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù),采用三種計算載荷工況:螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈、氣體力引起的曲軸力以及各工況的組合。約束邊界條件與載荷如圖2所示。

圖2 計算邊界條件

3 計算結(jié)果分析
3.1 整機(jī)模型計算結(jié)果
螺栓預(yù)緊力作用下的最大主應(yīng)力分布如圖所示。

圖3 螺栓預(yù)緊力作用下最大主應(yīng)力

螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈共同作用下的最大主應(yīng)力分布如圖4所示。在此工況下進(jìn)行子模型計算,計算結(jié)果作為疲勞強(qiáng)度計算的低工況。

圖4 預(yù)緊力和軸瓦過盈共同作用最大主應(yīng)力

機(jī)體在13.5 MPa、16.5 MPa、18 MPa三種爆發(fā)壓力下的最大主應(yīng)力分布如圖5所示。以此工況下子模型的計算結(jié)果作為疲勞計算的高工況。

3.2 凸輪軸孔子模型計算結(jié)果
螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈作用下的凸輪軸孔子模型的計算結(jié)果如圖6所示。

圖5 預(yù)緊力、軸瓦過盈和氣體力共同作用時最大主應(yīng)力分布

圖6 螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈作用下的主應(yīng)力分布

該工況下凸輪軸孔處的最大主應(yīng)力的最大值為40.4MPa,將這個結(jié)果作為低工況計算疲勞安全系數(shù)。
螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈和氣體力(13.5Mpa)共同作用下的凸輪軸孔子模型的計算結(jié)果如圖7所示。

圖7 螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈和13.5 MPa氣體力作用下的主應(yīng)力分布

圖8 凸輪軸孔疲勞安全系數(shù)

該工況下凸輪軸孔處的最大主應(yīng)力的最大值為97.16Mpa;16.5MPa和18.OMPa氣體力作用下最大主應(yīng)力的分布與圖7相似,最大值分別為106.0MPa和110.5MPa,以上述結(jié)果作為高工況計算疲勞安全系數(shù)。
3.3 凸輪軸孔疲勞安全系數(shù)計算
采用MSC.Fatigue軟件計算的三種最大爆發(fā)壓力作用下的凸輪軸孔疲勞安全系數(shù)分布如圖8所示。
從圖8中可以看出,凸輪軸孔與油孔交界處應(yīng)力最大,相應(yīng)的疲勞安全系數(shù)最低。三種最大爆發(fā)壓力作用下的疲勞安全系數(shù)如表2所示。

表2 凸輪軸孔應(yīng)力和疲勞安全系數(shù)比較

隨著最大爆發(fā)壓力的增加,凸輪軸孔處的第一主應(yīng)力的最大值呈增大趨勢,而疲勞安全系數(shù)呈下降趨勢。由于高周疲勞計算考慮了幾乎所有的影響因素,故將最小的安全系數(shù)設(shè)定為1.1,由于三種爆發(fā)壓力下的疲勞安全系數(shù)均大于1.1,因此可認(rèn)為改進(jìn)后凸輪軸孔處是安全的。
4 結(jié)束語
計算了改進(jìn)后的某車用柴油機(jī)氣缸體應(yīng)力分布情況,重點(diǎn)考察了凸輪軸孔處的疲勞安全強(qiáng)度。計算結(jié)果表明,凸輪軸孔與油孔交界處應(yīng)力最大,在三種不同最大爆發(fā)壓力下凸輪軸孔處疲勞安全系數(shù)均大于1.1,滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求。

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