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        某款發(fā)動機(jī)缸體主軸承壁強(qiáng)度CAE及試驗(yàn)驗(yàn)證

        2014-08-12 17:16:28曹文霞錢德猛錢葉劍錢多德
        宿州學(xué)院學(xué)報 2014年5期
        關(guān)鍵詞:缸體軸瓦主應(yīng)力

        曹文霞,錢德猛,郭 微,錢葉劍,錢多德

        1.安徽水利水電職業(yè)技術(shù)學(xué)院,安徽合肥,231603;2.安徽江淮汽車股份有限公司,安徽合肥,230601;3.合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,安徽合肥,230009

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        某款發(fā)動機(jī)缸體主軸承壁強(qiáng)度CAE及試驗(yàn)驗(yàn)證

        曹文霞1,錢德猛2,郭 微1,錢葉劍3,錢多德2

        1.安徽水利水電職業(yè)技術(shù)學(xué)院,安徽合肥,231603;2.安徽江淮汽車股份有限公司,安徽合肥,230601;3.合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,安徽合肥,230009

        為了解發(fā)動機(jī)缸體主軸承壁部分的應(yīng)力情況,采用整體模型對發(fā)動機(jī)主軸承壁進(jìn)行有限元分析,主要考慮螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷的影響。并且模擬實(shí)際加工中修孔的過程,使分析結(jié)果更接近真實(shí)情況。分析結(jié)果顯示,缸體以及主軸承蓋上的應(yīng)力均小于限值,滿足設(shè)計要求。并且經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證,試驗(yàn)結(jié)果與分析結(jié)果趨勢一致,為產(chǎn)品設(shè)計提供了有效的指導(dǎo)。

        主軸承壁;有限元;強(qiáng)度;試驗(yàn)

        發(fā)動機(jī)機(jī)體是用來支持內(nèi)燃機(jī)的運(yùn)動件以及安裝配氣機(jī)構(gòu)、驅(qū)動機(jī)構(gòu)和各種附件,總體體積和重量占內(nèi)燃機(jī)整體體積和重量的大部分。幾何形狀比較復(fù)雜,工藝準(zhǔn)備和制造工作量較大,受力情況也比較復(fù)雜,除了機(jī)械負(fù)荷外,還伴有強(qiáng)烈的熱負(fù)荷,并且要求機(jī)體應(yīng)有足夠的剛度,以保證內(nèi)燃機(jī)工作時各部分變形小,從而提高內(nèi)燃機(jī)的可靠性與耐久性。因此,對于這種部件很難用一般的方法來計算。過去設(shè)計時,往往采用類比法確定其尺寸,然后通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行反復(fù)修改[1]。

        近年來,隨著有限元方法與試驗(yàn)應(yīng)力分析法不斷的發(fā)展,提供了有效的計算與試驗(yàn)方法,文獻(xiàn)[2]采用有限元的方法,建立了主軸承壁單缸模型,分析了在螺栓預(yù)緊力、最大爆發(fā)壓力載荷作用下的應(yīng)力應(yīng)變情況。文獻(xiàn)[3]通過簡易模型,模擬發(fā)動機(jī)機(jī)體試驗(yàn)工況,循環(huán)施加不同倍數(shù)的爆發(fā)壓力載荷,預(yù)測主軸承壁的疲勞安全系數(shù)。文獻(xiàn)[4]通過多體動力學(xué)計算,得到軸承的油膜載荷,并且映射到有限元模型上,同時考慮螺栓預(yù)緊力等載荷,預(yù)測主軸承壁的強(qiáng)度及疲勞結(jié)果,通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)使各項(xiàng)指標(biāo)達(dá)到設(shè)計要求。文獻(xiàn)[5]給出了局部模型的不足之處,并且通過建立全模型對發(fā)動機(jī)主軸承壁進(jìn)行了分析,同時考慮了螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷等。分析更接近實(shí)際,結(jié)果更為真實(shí)[6-9]。

        本文采用全模型分析法,并且考慮實(shí)際加工中修孔的影響,即裝配過程中在安裝軸瓦之前會先打緊主軸承螺栓,然后對軸承孔進(jìn)行加工,使軸承孔保持正圓,之后再進(jìn)行軸瓦的安裝。這樣,由于螺栓預(yù)緊力引起的應(yīng)力仍然存在,則軸承孔還是保持安裝前的狀態(tài)。如果在有限元分析時,不考慮此過程,則會導(dǎo)致應(yīng)力增加,結(jié)果不準(zhǔn)確。

        1 主軸承壁有限元全模型建立

        為了計算結(jié)果的精確性,本文采用全模型,主要包括缸體、主軸承蓋、軸瓦、主軸承螺栓以及缸蓋螺栓,由于缸蓋部分不是分析考慮的重點(diǎn),只是起到約束分析模型的作用,因此,采用簡化模型,但是厚度要在30 mm以上。圖1為某直列四缸柴油機(jī)主軸承壁分析的模型。

        圖1 強(qiáng)度分析模型

        1.1 缸體主軸承螺栓預(yù)緊力的計算

        用于緊固發(fā)動機(jī)關(guān)鍵零部件(缸蓋、連桿、曲軸、主軸承壁等)的螺栓一般選用高強(qiáng)度螺栓,即螺栓等級為10.9級或者12.9級。高強(qiáng)度螺栓材料的屈服強(qiáng)度一般會達(dá)到930 MPa以上,螺栓強(qiáng)度很高,能提供足夠的預(yù)緊力且螺栓不容易斷裂。高強(qiáng)度螺栓的打緊方式一般為力矩加轉(zhuǎn)角法,使螺栓工作在屈服區(qū)。這樣的好處有幾個方面:(1)螺栓打緊到屈服區(qū)后,會提供最大的螺栓預(yù)緊力,能發(fā)揮出螺栓的全部潛能。(2)可以使用較小規(guī)格的螺栓便能提供足夠的預(yù)緊力,對發(fā)動機(jī)的減重以及主軸承壁的設(shè)計有一定的好處。(3)可以防止在工作一段時間后發(fā)生松脫現(xiàn)象。螺栓預(yù)緊力由以下公式計算出:

        (1)

        其中,σ0.2為螺栓材料的最小屈服強(qiáng)度,dp為螺紋中徑,dmin為螺紋小徑,p為螺距,μ為螺紋間的摩擦系數(shù),A為螺栓的最小有效面積。為了得到最小的螺栓預(yù)緊力,一般取μ=1.5。

        1.2 主軸承孔修復(fù)

        修孔加工的處理在有限元中實(shí)現(xiàn)的思路與實(shí)際加工的過程一致。首先不添加軸瓦的裝配,只施加螺栓預(yù)緊力,得到軸承孔的變形情況,即軸承孔各節(jié)點(diǎn)的x、y、z三個方向的位移。然后,在安裝軸瓦以及加載其他載荷之前,把這些節(jié)點(diǎn)變換到初始位置。這樣,既保留了施加螺栓預(yù)緊力載荷所產(chǎn)生的應(yīng)力,而且軸承孔又保持正圓,與實(shí)際生產(chǎn)加工一致。

        圖2 螺栓預(yù)緊力下軸承孔變形情況

        圖3 修孔后的軸承孔變形情況

        圖2顯示的為未安裝軸瓦時螺栓預(yù)緊力載荷下的軸承孔變形情況,圖中結(jié)果顯示放大了150倍,提取整個模型五個軸承孔一圈節(jié)點(diǎn)的位移后,變換到初始位置。圖3顯示的是變換后的軸承孔變形情況,可以看出,軸承孔為正圓,且應(yīng)力沒有變化。

        1.3 邊界條件

        完成修孔的步驟后,進(jìn)行強(qiáng)度載荷處理,主要載荷包括螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量、缸內(nèi)爆發(fā)壓力以及軸承載荷,其中缸蓋螺栓和主軸承螺栓的預(yù)緊力由公式(1)求出。軸瓦過盈量由軸瓦設(shè)計提供。由于缸內(nèi)爆發(fā)壓力較小且作用在缸蓋上,因此本文忽略此載荷的影響。軸承載荷由曲軸動力學(xué)計算得到,根據(jù)各軸承的受力情況,選出待計算轉(zhuǎn)速下的危險轉(zhuǎn)角。圖4顯示的為760°曲軸轉(zhuǎn)角下的各軸瓦油膜壓力圖,將得到各危險轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力作為邊界條件,映射到軸瓦的網(wǎng)格上進(jìn)行應(yīng)力分析。

        圖4 760°曲軸轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力分布

        2 主軸承壁強(qiáng)度分析及試驗(yàn)

        圖5~8為缸體以及主軸承蓋的應(yīng)力分布云圖,從中可以看出主軸承蓋最大主應(yīng)力為135 Mpa,缸體最大主應(yīng)力為115 Mpa,最大主應(yīng)力以及最小主應(yīng)力均未超出材料的抗拉及抗壓極限,主軸承壁的強(qiáng)度滿足設(shè)計要求(材料為HT250,抗拉極限250 Mpa,抗壓極限625 Mpa)。

        圖5 主軸承蓋最大主應(yīng)力云圖

        圖6 缸體最大主應(yīng)力云圖

        圖7 主軸承蓋最小主應(yīng)力云圖

        圖8 缸體最小主應(yīng)力云圖

        應(yīng)力的測量采用貼應(yīng)變片的方式,選擇10個測點(diǎn),如圖9所示,并且考慮了不同的打緊方式對應(yīng)力的影響,表1顯示的是不同的打緊方式。測試結(jié)果如圖10所示,可以看出,最大主應(yīng)力的最大值為63.9 MPa,最小主應(yīng)力的最大值為21.7 MPa,均在限值范圍內(nèi)[10]。

        圖9 測點(diǎn)位置分布

        表1 螺栓打緊方式

        圖10 測試結(jié)果

        3 結(jié)束語

        (1)給出了高強(qiáng)度螺栓打緊到屈服狀態(tài)下螺栓預(yù)緊力精確的計算公式,為分析提供準(zhǔn)確的載荷條件,分析結(jié)果更加準(zhǔn)確。

        (2)采用包括完整機(jī)體與軸承蓋的整體模型,比簡易模型更加準(zhǔn)確,并且考慮了實(shí)際加工過程中主軸承孔修復(fù)的影響,在裝配過程計算時,保留了螺栓預(yù)緊力引起的應(yīng)力分布,而軸承孔還是保持安裝前正圓的狀態(tài),使分析工況更合理。

        (3)對模擬仿真結(jié)果進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證,試驗(yàn)結(jié)果和分析結(jié)果趨勢一致,為產(chǎn)品設(shè)計提供了有效的指導(dǎo)。

        (4)接下來將進(jìn)一步研究模擬發(fā)動機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時,考慮燃燒的應(yīng)力分布情況以及相應(yīng)的試驗(yàn)測試工作。

        [1]吳兆漢,汪長民,林桐藩.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,1990:321-340

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        (責(zé)任編輯:汪材印)

        10.3969/j.issn.1673-2006.2014.05.022

        2014-02-10

        國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目“丁醇高效低污染燃燒機(jī)理和排放特性的基礎(chǔ)研究”(50906019)。

        曹文霞(1976-),女,安徽安慶人,碩士,講師,主要研究方向:汽車機(jī)械。

        TK422

        A

        1673-2006(2014)05-0071-04

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