車用柴油機氣缸體強度的有限元分析

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

關鍵字:氣缸體有限元子模型疲勞分析

采用proe和HyperMesh對改進后的某車用柴油機氣缸體進行了三維實體建模和網格劃分,基于ABAQUS分析平臺計算了改進后的機體應力分布情況;同時結合凸輪軸孔子模型,采用Fatigue軟件進行高周疲勞分析。計算結果表明:改進后凸輪軸孔處的疲勞安全系數均大于1.1,滿足疲勞強度設計要求。

機體作為安置氣缸和曲柄連桿機構以及其它輔助機構的主體骨架構件,承受著極為復雜的載荷,其剛度、強度以及動態特性對發動機的動力性、經濟性和可靠性有著很大的影響。隨著歐Ⅲ、歐Ⅳ柴油機的研制和生產,不斷提高的爆發壓力和強化指標,對柴油機機體的剛度、強度和動力特性都提出了更加嚴格的要求。
有限元法作為一種通用的數值分析方法,是目前研究機體類復雜結構受力最為可靠和有效的方法。本文采用有限元子模型技術及ABAQUS軟件中的非線性接觸分析模塊,對改進后的某車用柴油機氣缸體進行有限元強度分析,結合疲勞分析軟件MSC.Fatigue重點考察凸輪軸孔子模型的疲勞安全強度,對改進措施進行分析和評價。
1 有限元模型的建立

圖1 機體有限元模型

采用proe和HyperMesh對該車用柴油機前三缸氣缸體、框架、主軸瓦、凸輪軸瓦、主軸承螺栓等進行三維實體建模和網格劃分。為了保證有限元計算的準確性,僅對計算精度影響較小的螺釘孔和銷釘孔進行適當簡化,劃分網格后的機體有限元模型如圖1所示。為重點考察改進后凸輪軸孔處的強度,取凸輪軸孔部位建立計算子模型,以獲得較為精確的結果。
有限元模型采用10節點四面體單元,各零部件的單元數目和節點數目如表1所示。

表1 機體計算模型中各零件的單元數與節點數

2 載荷與邊界條件
由于重點考察主軸承力對機體尤其是凸輪軸孔的影響,故對機體頂面節點進行約束。機體、框架、軸承和螺栓互相之間建立接觸或者約束方程。
為了確定發動機在一個工作循環內最小的疲勞強度安全系數,采用三種計算載荷工況:螺栓預緊力、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 計算結果分析
3.1 整機模型計算結果
螺栓預緊力作用下的最大主應力分布如圖所示。

圖3 螺栓預緊力作用下最大主應力

螺栓預緊力和軸瓦過盈共同作用下的最大主應力分布如圖4所示。在此工況下進行子模型計算,計算結果作為疲勞強度計算的低工況。

圖4 預緊力和軸瓦過盈共同作用最大主應力

機體在13.5 MPa、16.5 MPa、18 MPa三種爆發壓力下的最大主應力分布如圖5所示。以此工況下子模型的計算結果作為疲勞計算的高工況。

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

圖5 預緊力、軸瓦過盈和氣體力共同作用時最大主應力分布

圖6 螺栓預緊力和軸瓦過盈作用下的主應力分布

該工況下凸輪軸孔處的最大主應力的最大值為40.4MPa,將這個結果作為低工況計算疲勞安全系數。
螺栓預緊力、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果如圖7所示。

圖7 螺栓預緊力、軸瓦過盈和13.5 MPa氣體力作用下的主應力分布

圖8 凸輪軸孔疲勞安全系數

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

表2 凸輪軸孔應力和疲勞安全系數比較

隨著最大爆發壓力的增加,凸輪軸孔處的第一主應力的最大值呈增大趨勢,而疲勞安全系數呈下降趨勢。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設定為1.1,由于三種爆發壓力下的疲勞安全系數均大于1.1,因此可認為改進后凸輪軸孔處是安全的。
4 結束語
計算了改進后的某車用柴油機氣缸體應力分布情況,重點考察了凸輪軸孔處的疲勞安全強度。計算結果表明,凸輪軸孔與油孔交界處應力最大,在三種不同最大爆發壓力下凸輪軸孔處疲勞安全系數均大于1.1,滿足疲勞強度設計要求。

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