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辽宁35选7的开奖号码是多少钱:有限元分析發動機機體的應用技術

來源:原創論文網 添加時間:2018-08-21
  摘要:針對設計開發初期機體主軸孔附近無法準確快速評估設計問題, 本文通過建立發動機機體有限元模型, 利用有限元工具分別進行強度分析、主軸孔變形分析、高周疲勞分析, 得到了主軸孔的強度、變形、高周疲勞安全系數計算結果, 從而校核設計是否符合要求。該方法為縮短產品開發周期與減少設計成本起到了重要作用, 為指導設計提供了重要的理論依據和技術支持, 同時該方法也為其他類似產品的研發提供一種設計思路。
 
  關鍵詞:有限元方法; 結構強度; 機體主軸孔; 高周疲勞;
有限元分析
 
  0 引言
 
  目前各大汽車企業在不斷提高發動機熱效率, 提升燃油消耗率, 降低發動機質量, 對工程師提出了更高要求。同時隨著有限元技術的不斷發展和提高, CAE在產品開發中起到越來越重要的地位。發動機機體結構和工作情況一般比較復雜, 機體主軸承是發動機機發動機體的最重要部位, 它既支撐著高速旋轉的曲軸, 同時又承載著來自燃燒室燃燒爆發壓力。在高速運轉時, 主軸承區域位置和主軸承蓋是最容易發生失效的位置, 所以這區域結構需要有足夠剛度、強度和承載動態力特性。它結構好壞直接影響到軸瓦變形和機體結構強度, 決定曲軸能否正常運轉。因此如果在設計早期能準確預測此區域強度, 可以縮短設計周期和降低設計成本, 為工程師提供重要幫助。
 
  1 分析流程
 
  發動機機體主軸孔有限元分析, 首先建立三維幾何數據, 通過前處理軟件對幾何進行網格劃分, 根據零件實際安裝情況建立有限元分析模型。通過多體動力學分析計算得到各主軸承的軸承力, 并把各個軸承力映射到到相應的有限元軸瓦上, 根據四缸發動機發火順序1342建立分析工況模型, 從而得到強度計算結果, 此計算結果即作為強度校核依據, 也是為后續高周疲勞計算提供輸入條件數據。四缸發動機機體主軸承有5個, 主軸孔工作時的偏心變形量決定曲軸能否正常運轉, 所以需要對各主軸孔進行傅里葉變換, 提取出各階次的偏心量, 從而校核設計是否符合要求。
 
  2 有限元模型
 
  2.1 曲軸主軸承動力學分析
 
  內燃機曲軸主軸承運動是周期性變化, 在往復慣性力和旋轉慣性力的作用下, 主軸承承受力大小和方向時刻都在發生變化。隨著發動機性能的不斷提高, 要求發動機的負荷也明顯增加, 對軸承的設計提出了更高要求。通過主軸承的液體動力學分析計算可以得到各個主軸承的力, 主軸承力一般由曲軸動態力、螺栓力、軸承接觸力、曲軸慣性力和熱載荷力等組成, 最終把計算得到的軸承力映射到有限模型上, 作為強度計算輸入條件數據。
 
  2.2 有限元模型的建立
 
  網格質量、大小直接影響分析結果的精度和運算速度, 所以選取單元尺寸要正確, 太大會影響精度, 過小會影響計算時間。本次分析建議重要位置采用1mm單元大小, 對于不重要區域可以適當放大單元大小尺寸, 比如遠離主軸孔位置區域。為了提高計算精度采用二階單元類型, 四面體單元采用C3D10M單元, 六面體單元采用C3D8I單元。同時為了提高接觸區域的穩定性, 對于兩個相鄰零件公共部分網格劃分建議采用節點對節點, 比如軸承蓋和機體, 軸承和機體公共區域。各零件間要建立適當的接觸類型, 本文選用接觸類型為*contact pair小滑移類型[1]。最后對各零件附上材料屬性:包含密度, 泊松比, 彈性模量等。模型建立主要包含了機體、主軸承、主軸承蓋, 前端罩蓋、螺栓等, 最終有限元模型如圖1所示。
 
  2.3 施加載荷和邊界條件
 
  發動機動力總成一般有3個懸置組成, 分別是左懸置支架、右懸置支架和后懸置支架。分析時需要約束住3個懸置的自由度, 如圖1。同時根據實際工作情況施加螺栓預緊力, 對于軸瓦的過盈量要考慮進去, 最后在軸瓦工作面上施加發動機爆發壓力。
 
  圖1 有限元模型及約束
 
 
 
  3 計算結果
 
  3.1 高周疲勞計算
 
  首先通過有限元分析得到主軸承裝配工況和動載荷工況的主軸孔靜應力結果, 再根據靜應力結果進行高周疲勞計算, 其結果如圖2所示, 從圖中可以看出, 最薄弱環節發生在油孔附近, 最小疲勞安全系數為1.58, 高于設計值, 符合設計要求。
 
  3.2 主軸孔變形分析
 
  工程中考察主軸承變形失形時, 可用諧波的概念來分析主軸孔失圓度變形, 通過快速傅里葉變換 (FFT) 計算不同階次下的變形為:
 
  圖2 機體主軸孔高周疲勞結果
 
 
  圖4 主軸承壓力分布云圖
 
 
  圖3 各軸承偏心量
 
 
  
 
  式中:Ai和Bi為傅里葉系數, i為階次。
 
  通過FFT得到各主軸承孔截面在不同傅里葉階次下的變形, 主軸孔的傅里葉的0階變形是主軸孔受熱膨脹后的同圓心放大變形, 1階變形為圓心平移, 2階變形為受熱后膨脹變成橢圓, 3階變形為受螺栓預緊力作用產生的3花瓣變形, 4階為螺栓預緊力作用產生的4花瓣變形, 變形的階次越高, 影響因素越小。從計算結果可以看出, 主軸孔失圓度最大的發生在第五主軸孔, 且各個主軸孔的變形量都符合設計要求, 見圖3。
 
  3.3 曲軸軸承壓力分析
 
  機體主軸孔的受力非常復雜, 其中主要包括主軸承蓋螺栓預緊力、氣體爆發對軸承蓋的作用力、連桿對曲軸的作用力以及裝配過盈力等[2]。主軸孔主要受到兩種工況, 一種是只有預緊力的預緊工況, 另一種是既有預緊力又有爆發壓力的爆發工況。在預緊工況下, 機體主軸承蓋組合結構承受各螺栓的預緊力和裝配過盈力, 爆發狀態是在預緊狀態受力情況的基礎上, 再加上氣體爆發對曲軸的作用力。由于在爆發壓力工況, 氣體爆發力有利于軸瓦貼合到軸承蓋上, 故主要考察在螺栓預計工況下, 軸瓦的壓力, 查看是否會有飛脫現象。圖4顯示了各個軸瓦的壓力分布情況, 從圖中可以看出分布均勻, 最小壓力符合要求, 不會發生脫瓦現象, 符合設計要求。
 
  4 總結
 
  通過建立機體主軸孔有限元分析模型并從計算結果可以得到以下結論:
 
  (1) 通過三維設計軟件建立了機體、主軸承蓋等零件的三維數模, 借助CAE前處理軟件進行結構網格劃分和邊界條件的設定, 最后利用有限元分析軟件進行了, 高周疲勞、主軸承變形分析、軸瓦壓力分析, 從而校核設計是否符合要求。
 
  (2) 對主軸孔進行高周疲勞分析, 發現最薄弱位置發生在主軸孔油孔附近, 安全系數符合設計要求。
 
  (3) 對主軸孔進行傅里葉變換, 第五主軸孔的變形量最大, 但滿足設計要求。
 
  (4) 考察了螺栓預計工況下軸瓦的壓力分布情況, 分布均勻, 同時軸瓦壓力符合設計要求, 無飛脫現象。
 
  本文利用限元分析方法考察機體主軸承區域是否符合要求的設計思路, 可以為類似產品開發提供一種新的設計思路和提供參考。
 
  參考文獻
  [1]沈興全, 王愛玲, 辛志杰.機車發動機機體主軸孔加工專用組合鏜床[J].新技術新工藝, 2004 (11) :41-42.
  [2]張吉堂, 辛志杰, 韓樹潤.機車發動機機體維修用組合鏜床[J].組合機床與自動化加工技術, 1999 (05) :22-23, 53.
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