錢 超, 馮國(guó)勝, 商海昆, 董長(zhǎng)龍, 馬曉峰

(1.石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043；2.河北華北柴油機(jī)有限責(zé)任公司，河北 石家莊 050081)

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基于Workbench的某V型六缸柴油機(jī)機(jī)體有限元分析

錢 超1, 馮國(guó)勝1, 商海昆2, 董長(zhǎng)龍2, 馬曉峰2

(1.石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043；2.河北華北柴油機(jī)有限責(zé)任公司，河北 石家莊 050081)

為了保證V型六缸柴油機(jī)機(jī)體的強(qiáng)度和可靠性滿足設(shè)計(jì)要求，使用Solidworks建立了機(jī)體的實(shí)體模型，運(yùn)用ANSYS Workbench的靜力分析模塊和Fatigue tool工具包，對(duì)機(jī)體各個(gè)氣缸在最大爆發(fā)壓力下的強(qiáng)度和可靠性進(jìn)行分析。結(jié)果表明：其原有結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度和可靠性要求，機(jī)體位移較大位置主要分布在機(jī)體缸蓋螺栓附近，而出現(xiàn)應(yīng)力集中的位置主要是機(jī)體上部、下裙部、軸承蓋連接螺栓及其附近隔板區(qū)域。

柴油機(jī)機(jī)體；強(qiáng)度；可靠性

0 引言

機(jī)體作為整個(gè)柴油機(jī)的基礎(chǔ)，其對(duì)于整個(gè)柴油機(jī)的工作特性、性能以及工作可靠性有著十分重要的影響。為了保證這個(gè)柴油機(jī)的正常運(yùn)行，柴油機(jī)機(jī)體必須有足夠的強(qiáng)度和剛度，既不能產(chǎn)生裂紋，又不能出現(xiàn)過(guò)大的變形[1]。本研究主要針對(duì)該V型六缸柴油在最大爆發(fā)壓力為15.5 MPa，轉(zhuǎn)速為1 800 r/min情況下，確保機(jī)體的強(qiáng)度、剛度以及可靠性滿足要求，避免因機(jī)體原因造成整機(jī)的無(wú)法運(yùn)行。而由于機(jī)體本身結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，其本身受力情況也十分復(fù)雜，有限元法作為一種目前研究復(fù)雜結(jié)構(gòu)最為有效、可靠的分析方法，能很好地解決實(shí)際遇到的工程問(wèn)題。通過(guò)利用ANSYS Workbench的靜力分析模塊和Fatigue tool工具包，對(duì)機(jī)體各個(gè)氣缸在最大爆發(fā)壓力下的強(qiáng)度和可靠性進(jìn)行分析，確保改進(jìn)后的機(jī)體滿足強(qiáng)度和壽命要求，為該機(jī)體的進(jìn)一步優(yōu)化和改進(jìn)提供理論依據(jù)。

1 機(jī)體有限元模型的建立

1.1 機(jī)體三維模型的建立

根據(jù)圖紙尺寸，考慮到分析過(guò)程中網(wǎng)格劃分和計(jì)算機(jī)的計(jì)算能力，建模時(shí)忽略不起主要作用的倒角和過(guò)渡圓弧，略去不影響機(jī)體強(qiáng)度的螺栓孔以及小于8 mm的細(xì)小油道[2]，其余螺栓孔用圓孔代替，對(duì)應(yīng)的螺栓用圓柱代替，對(duì)于不考慮應(yīng)力狀態(tài)的缸蓋和軸承蓋進(jìn)行簡(jiǎn)化。而對(duì)于關(guān)心的部位保留了足夠的幾何信息，利用Solidworks建立機(jī)體、缸蓋、軸承蓋、連接螺栓的三維模型。建立的三維模型如圖1所示。

1.2 有限元模型的建立及網(wǎng)格劃分

該分析模型為裝配體模型，零件之間必須通過(guò)設(shè)置接觸條件來(lái)實(shí)現(xiàn)相互之間力的傳遞。缸蓋螺栓螺紋與機(jī)體、軸承座垂直螺栓螺紋與機(jī)體、水平螺栓螺紋與軸承座之間的接觸為綁定接觸[3]；氣缸蓋螺栓與氣缸蓋、軸承座垂直螺栓和軸承蓋、水平螺栓和機(jī)體之間的接觸為摩擦接觸；軸承座和機(jī)體、缸蓋與機(jī)體之間的接觸為摩擦接觸。設(shè)置接觸條件可以準(zhǔn)確模擬各零部件之間的裝配關(guān)系，實(shí)現(xiàn)零部件之間力的傳遞，接觸條件設(shè)置如圖2所示。該機(jī)體是由HT250 灰鑄鐵鑄造而成，材料的基本參數(shù)如下:彈性模量1.55× 105MPa，密度7 350 kg/m3，泊松比0.27。網(wǎng)格的大小為7 mm，最終機(jī)體的有限元模型共劃分了1 151 880個(gè)單元和1 867 652個(gè)節(jié)點(diǎn)，網(wǎng)格劃分后的有限元模型如圖3所示。

圖1 機(jī)體三維模型

圖2 接觸條件的設(shè)置

圖3 機(jī)體有限元模型

圖4 機(jī)體氣缸結(jié)構(gòu)

2 約束和載荷的計(jì)算以及施加

2.1 邊界條件

該柴油機(jī)安裝在底盤車架上，為了盡可能真實(shí)地反映機(jī)體在柴油機(jī)工作過(guò)程中的受力情況，在機(jī)體位移約束的施加上仔細(xì)考慮了各種約束的影響，對(duì)機(jī)體的側(cè)面固定部分螺栓孔的x、y、z3個(gè)方向自由度進(jìn)行全約束，以消除機(jī)體的剛體位移。

2.2 載荷的計(jì)算和施加

柴油機(jī)工作時(shí)，機(jī)體主要受到螺栓預(yù)緊力、氣體的爆發(fā)壓力、活塞對(duì)氣缸壁的側(cè)向力以及軸承座受力傳遞到機(jī)體上的力。

螺栓預(yù)緊力Qr來(lái)源于缸蓋連接螺栓、軸承蓋縱向連接螺栓、下裙部橫向螺栓，其數(shù)值可以根據(jù)公式(1)確定。

(1)

式中，T為扭緊力矩；d為螺栓的公稱直徑。在ANSYS Workbench中應(yīng)用Bolt Pretention載荷將預(yù)緊力施加于螺桿上以模擬螺栓預(yù)緊。

利用工作工況各缸對(duì)應(yīng)的爆發(fā)壓力，根據(jù)公式(2)，得到各缸對(duì)應(yīng)的氣體爆發(fā)壓力Fg[4]

(2)

式中，p為氣缸爆發(fā)壓力。氣缸壓力通過(guò)施加在氣缸所對(duì)應(yīng)的缸蓋火力面上，通過(guò)螺栓連接將所受的力傳遞到機(jī)體。

由于活塞側(cè)推力的作用點(diǎn)一直在變化，為簡(jiǎn)化計(jì)算，將其按力的等效原理等效為作用在活塞銷上的集中力P。進(jìn)一步按力的等效原理，通過(guò)求解力和力矩的平衡方程確定機(jī)體固定氣缸的上下兩個(gè)支撐面上所受的作用力。在ANSYSWorkbench中應(yīng)用BearingLoad載荷，將側(cè)向力施加于上下接觸面模擬氣缸壁所受側(cè)向力的狀況[5]。

計(jì)算軸承座受力時(shí)，首先以單缸為研究對(duì)象，其受力主要是由氣缸氣體爆發(fā)通過(guò)曲柄連桿機(jī)構(gòu)傳遞到曲軸，再由曲軸傳遞到軸承座。由受力圖5可知

(3)

(4)

(5)

(6)

式中，α為曲柄轉(zhuǎn)角；β為連桿擺動(dòng)角；Ff為作用于活塞的氣體作用力；S為連桿力；K、T分別為機(jī)體對(duì)于曲軸前后兩個(gè)主軸頸的支撐力沿曲柄方向和垂直于曲柄方向的力；Fj為機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力；mj為活塞連桿組的往復(fù)慣性質(zhì)量；ω為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度[6]。

(7)

(8)

(9)

(10)

式中，mrb為連桿組分配到大頭中心的連桿組旋轉(zhuǎn)質(zhì)量；mr為曲柄平衡重旋轉(zhuǎn)質(zhì)量；Fqx為曲柄上沿曲柄方向的受力；Fqy為曲柄上沿垂直于曲柄方向的受力；a、b分別為曲柄到相鄰兩主軸頸的距離；c為相鄰兩主軸頸之間的距離。

圖5 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力圖

圖6 曲軸受力分析

(11)

(12)

(13)

(14)

V缸夾角為90°，力由V型局部坐標(biāo)分解到垂直地面的機(jī)體整體坐標(biāo)上，即軸承受垂直力得到第一個(gè)軸承座受力Fa為

(15)

同理可以求得其它軸承座上的受力。

主軸承載荷在圓周方向，按余弦規(guī)律分布，圓心角為120°[7]，如圖7所示。

在曲柄銷軸線方向的載荷Fy分布為拋物線

(16)

在曲柄銷頸徑向方向載荷Fx分布為余弦分布

(17)

式中，q(θ)為作用于軸頸上的總載荷；R為軸頸半徑；x為軸頸端面到單個(gè)軸承中心的距離；L為單個(gè)軸承有效載荷長(zhǎng)度的一半。

通過(guò)ANSYS Workbench中的Bearing Load載荷模擬，只要給定主軸承載荷的坐標(biāo)分量，程序可自動(dòng)確定載荷的矢量方向并形成加載區(qū)域。同理，將軸承所受力通過(guò)Bearing Load加載軸承座上。

約束和載荷施加后的情況如圖8所示。

圖7 軸承載荷的分布形式

圖8 約束和載荷

3 強(qiáng)度分析

機(jī)體強(qiáng)度和變形結(jié)果如表1、圖9～圖11所示。由表1數(shù)據(jù)比較可以看出：在15.5 MPa最大爆發(fā)壓力工況下，三缸爆發(fā)時(shí)，其應(yīng)力最大，二缸爆發(fā)時(shí)，其變形最大。由圖9、圖10可以看出，三缸爆發(fā)時(shí)，最大應(yīng)力為229.22 MPa，位于第三軸承座螺栓孔處。機(jī)體為HT250鑄造而成，最大應(yīng)力229.22 MPa<250 MPa，所以該柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度滿足要求；由圖12可以看出，二缸爆發(fā)時(shí)，變形最大為0.090 9 mm，位于二缸螺栓孔缸壁內(nèi)側(cè)。

圖9 三缸爆發(fā)工況下機(jī)體應(yīng)力云圖

圖10 三缸爆發(fā)工況下隔板應(yīng)力云圖

圖11 二缸爆發(fā)工況下機(jī)體位移云圖

爆發(fā)缸號(hào)應(yīng)力/MPa位移/mm一225．740．0837二224．710．0909三229．220．0872四228．070．0901五228．280．0798六225．840．0748

4 可靠性分析

本節(jié)研究主要對(duì)機(jī)體的的壽命進(jìn)行分析。以Workbench中的靜力分析為基礎(chǔ)，運(yùn)用Fatigue tool工具包，采用基于等效應(yīng)力的goodman平均應(yīng)理論來(lái)進(jìn)行壽命分析[8]。壽命分析流程如圖12所示。

對(duì)于機(jī)體的壽命分析，首先要確定其工作的載荷類型。根據(jù)機(jī)體承受載荷的實(shí)際情況，其載荷介于零載荷和最大載荷之間，判斷其載荷情況與脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力相近，所以利用脈動(dòng)載荷來(lái)模擬機(jī)體載荷情況。在靜力分析結(jié)果下，輸入HT250的S-N曲線(圖13)，選擇Fatigue壽命選項(xiàng)即可計(jì)算出機(jī)體的壽命。當(dāng)其處于無(wú)限壽命區(qū)，機(jī)體的壽命滿足要求。其壽命云圖如圖14、圖15所示。由表2可知，三缸爆發(fā)時(shí)，其壽命最?。挥蓤D14可以看出，三缸爆發(fā)時(shí)，壽命最小循環(huán)次數(shù)為5.05×107；由圖15可以看出，其最小壽命點(diǎn)位于三缸一側(cè)上部第二固定螺栓孔底部。

圖12 壽命分析流程圖

圖13 HT250的S-N曲線

圖14 三缸爆發(fā)工況下機(jī)體的壽命

圖15 三缸爆發(fā)工況下機(jī)體最小壽命點(diǎn)

爆發(fā)缸號(hào)一二三四五六壽命/次數(shù)1×1091×1095．05×1071×1099．79×1087．74×108

5 結(jié)論

(1)通過(guò)觀察機(jī)體整體位移圖和等效應(yīng)力圖可發(fā)現(xiàn)，由于螺栓預(yù)緊力的作用，機(jī)體變形較大的位置主要分布機(jī)體缸蓋螺栓附近，而出現(xiàn)應(yīng)力集中的位置主要是機(jī)體上部、下裙部、軸承蓋連接螺栓及其附近隔板區(qū)域。

(2)由計(jì)算結(jié)果能看出，在15.5 MPa爆發(fā)壓力工況下，三缸爆發(fā)時(shí)，最大應(yīng)力為229.22 MPa，位于第三軸承座螺栓孔處。機(jī)體為HT250鑄造而成，最大應(yīng)力小于250 MPa，所以機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)從強(qiáng)度上考慮是合理的。從各工況的疲勞壽命云圖可以看出最小壽命點(diǎn)位于固定螺栓孔底部，其最小壽命循環(huán)次數(shù)為5.05×107次，因此機(jī)體危險(xiǎn)點(diǎn)壽命均在107以上，處于無(wú)限壽命區(qū)，符合機(jī)體的工作要求。

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Finite Element Analysis of V6 Diesel Engine Body Based on Workbench

Qian Chao1, Feng Guosheng1, Shang Haikun2, Dong Changlong2, Ma Xiaofeng2

(1.Department of Mechanical Engineering, Shijiazhuang Tiedao University, Shijiazhuang 050043, China;2.Hebei Huabei Diesel Engine Co.,Ltd.,Shijiazhuang 050081, China;)

In order to guarantee that the strength and reliability of the V6 diesel engine body meets design requirements, the entity model of the body was established with Solidworks, and a strength and reliability analysis under the maximum explosion pressure was conducted with static analysis module and Fatigue tool of ANSYS Workbench. The result indicates that the original structure satisfies the requirement of strength and reliability. The lager displacement was mainly distributed near the head bolts of cylinder, while the stress concentration was mainly distributed on the top, bottom, connecting bolts of Bearing cover and the adjacent partition area of the body.

diesel engine body;strength;reliability

2015-11-03 責(zé)任編輯:車軒玉

10.13319/j.cnki.sjztddxxbzrb.2016.04.13

河北省“2011”協(xié)同創(chuàng)新計(jì)劃項(xiàng)目

錢超(1991-), 男,碩士研究生,主要從事內(nèi)燃機(jī)有限元分析，混合動(dòng)力汽車動(dòng)力匹配的研究。E-mail: qianchao156@163.com錢超,馮國(guó)勝,商海昆,等.基于Workbench的某V型六缸柴油機(jī)機(jī)體有限元分析[J].石家莊鐵道大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版,2016,29(4):77-82.

TK422

A

2095-0373(2016)04-0077-06