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        基于有限元的某柴油機(jī)主軸承壁結(jié)構(gòu)優(yōu)化

        2019-09-23 08:04:42王春凱劉寧白書戰(zhàn)李國祥柳海濤
        內(nèi)燃機(jī)與動力裝置 2019年4期
        關(guān)鍵詞:過盈軸瓦安全系數(shù)

        王春凱,劉寧,白書戰(zhàn),李國祥,柳海濤

        (1.山東大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,山東濟(jì)南 250061;2.濰柴重機(jī)股份有限公司,山東濰坊 261000)

        0 引言

        機(jī)體是發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)、曲柄連桿機(jī)構(gòu)和一些主要零部件的裝配體,是發(fā)動機(jī)的支架,各運(yùn)動組件的潤滑和冷卻需要通過機(jī)體組來實(shí)現(xiàn),機(jī)體組把發(fā)動機(jī)的各個(gè)機(jī)構(gòu)和系統(tǒng)組成一個(gè)整體,具有保持各部件相互關(guān)系的作用[1]。內(nèi)燃機(jī)在工作時(shí),主軸承壁除承受螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈等裝配載荷之外,還會受到由曲軸軸承負(fù)荷形成的周期性交變負(fù)荷的作用,這種周期性的交變負(fù)荷對主軸承壁造成的高周疲勞損害極大[2-3]。機(jī)體的應(yīng)力分布和疲勞系數(shù)必須在合理的范圍內(nèi)以保證足夠的強(qiáng)度和剛度,確保內(nèi)燃機(jī)安全運(yùn)行。

        圖1 計(jì)算模型整體裝配網(wǎng)格模型

        1 模型的前處理部分及其網(wǎng)格劃分

        本文中的有限元計(jì)算基于內(nèi)燃機(jī)的三維實(shí)體模型,根據(jù)計(jì)算要求分別建立機(jī)體、主軸承蓋、缸蓋、橫向螺栓、主軸承螺栓、缸蓋螺栓和主軸瓦的三維實(shí)體模型,各部分共同組成機(jī)體組的有限元分析計(jì)算模型。建模時(shí)采用4個(gè)半缸的計(jì)算模型,對于機(jī)體和主軸承蓋部分進(jìn)行局部加密,保證結(jié)果的準(zhǔn)確性[4]。

        計(jì)算模型整體裝配網(wǎng)格模型如圖1所示。機(jī)體的網(wǎng)格模型由單元類型為C3D10M的10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格構(gòu)建,螺栓網(wǎng)格和主軸瓦模型采用單元類型為C3D8I的8節(jié)點(diǎn)六面體構(gòu)建,主軸承蓋的網(wǎng)格模型采用C3D10M單元的10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格構(gòu)建[5-6]。所有的網(wǎng)格單元約為67萬個(gè),節(jié)點(diǎn)為83.7萬個(gè)。

        2 仿真參數(shù)的設(shè)定

        2.1 接觸

        圖2 模型各部分接觸關(guān)系

        在機(jī)體組件模型中含有大量的接觸關(guān)系,各部件間的接觸關(guān)系如圖2所示。對于重點(diǎn)考察的中間主軸承蓋、機(jī)體與主軸瓦、主軸承蓋與主軸瓦、主軸承螺栓與主軸承蓋、主軸承蓋與機(jī)體、模擬缸蓋與缸蓋螺栓等采用小滑移接觸[7](contact pair),取摩擦系數(shù)μ=0.2;缸蓋與機(jī)體之間,缸蓋螺栓與機(jī)體之間,主軸承蓋螺栓與機(jī)體之間,機(jī)體側(cè)面螺栓與機(jī)體之間均采用綁定約束[8],無摩擦。

        2.2 約束

        根據(jù)實(shí)際工作情況,對主軸承壁進(jìn)行有限元仿真模擬時(shí),在機(jī)體的頂部與火力面缸套交界處約束x、y、z3個(gè)方向的自由度,在機(jī)體的2個(gè)側(cè)面約束x、y2個(gè)方向的自由度,同時(shí)再約束z方向的自由度,從而實(shí)現(xiàn)對整個(gè)計(jì)算模型的位置固定[9]。

        2.3 載荷

        圖3 螺栓預(yù)緊與軸瓦過盈施加情況

        缸蓋螺栓最小預(yù)緊力與最大預(yù)緊力分別為300、375 kN;根據(jù)技術(shù)文件,主軸承螺栓預(yù)緊力取為440 kN,主軸瓦最小與最大過盈分別為0.11、0.132 mm,軸瓦半瓦突出高度為0.25 mm。在進(jìn)行主軸承壁應(yīng)力計(jì)算時(shí)對螺栓施加最大預(yù)緊力,軸瓦采用最大過盈量[9]。計(jì)算采用EHD2類型的主軸承單元,計(jì)算出超負(fù)荷轉(zhuǎn)速下的各主軸承的軸承力,最大軸承力出現(xiàn)在第二主軸承處[10]。分別取z軸正負(fù)方向、y軸正負(fù)方向軸承力和軸承最大彎矩對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角的油膜壓力作為主軸承壁計(jì)算的載荷[11],進(jìn)行有限元計(jì)算。螺栓預(yù)緊與軸瓦過盈施加情況如圖3所示。

        2.4 發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況

        發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況的變化在所難免。對結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析時(shí),往往將其轉(zhuǎn)化為靜力計(jì)算模型。這時(shí)應(yīng)選擇最危險(xiǎn)的一個(gè)或幾個(gè)工況進(jìn)行計(jì)算[12]。在對主軸承壁進(jìn)行分析時(shí),選擇最大螺栓預(yù)緊力+最大主軸瓦過盈+主軸承載荷的組合工況。

        3 結(jié)果分析

        機(jī)體和主軸承蓋的材料均為鑄鐵,鑄鐵的特性為抗壓不抗拉,因此只需要分析機(jī)體和主軸承蓋的第一主應(yīng)力(x、y、z3個(gè)受力方向中最大的應(yīng)力為第一主應(yīng)力)。曲軸轉(zhuǎn)角為31°、99°、127°、367°、509°、581°時(shí)對應(yīng)的第一主應(yīng)力分別為296.15、291.39、291.84、293.59、293.41、291.40 MPa。

        由此可知,超負(fù)荷工況下曲軸轉(zhuǎn)角31°時(shí)第一主應(yīng)力最大,為296.15 MPa,故選取曲軸轉(zhuǎn)角為31°的運(yùn)行工況進(jìn)行超負(fù)荷工況下應(yīng)力分析。

        3.1 應(yīng)力結(jié)果分析

        運(yùn)行工況下機(jī)體和主軸承蓋在發(fā)動機(jī)運(yùn)行工況下的第一主應(yīng)力分布如圖4所示(圖中標(biāo)尺單位為MPa),此時(shí)機(jī)體和主軸承蓋受到螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈、軸承載荷的共同作用。

        a)以螺栓孔軸線為切線的剖視圖 b)機(jī)體斜視圖圖4 運(yùn)行工況下機(jī)體應(yīng)力情況

        機(jī)體所受最大應(yīng)力均分布在橫向螺栓孔處,最大第一主應(yīng)力為296.15 MPa,機(jī)體材料為RuT400,材料抗拉強(qiáng)度為375 MPa,最大拉應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力,不會產(chǎn)生靜力破壞。

        3.2 疲勞結(jié)果分析

        基于機(jī)體應(yīng)力計(jì)算結(jié)果,對機(jī)體第二主軸承處進(jìn)行高周疲勞分析,如圖5所示,其中圖5b)為機(jī)體主軸承螺栓孔的放大細(xì)節(jié)圖,顏色越接近紅色表示疲勞狀況越差,從圖5中可以看出,主軸承螺栓孔、機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近較易出現(xiàn)疲勞破壞,其中最小疲勞安全系數(shù)為0.544,出現(xiàn)在機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近。機(jī)體左右兩側(cè)的疲勞安全分布不完全對稱,機(jī)體右側(cè)疲勞強(qiáng)度低于左側(cè),是由于危險(xiǎn)角(即曲軸轉(zhuǎn)角31°)油膜壓力在下軸瓦的分布傾向于一側(cè),最小疲勞安全系數(shù)小于1.1,可能會發(fā)生疲勞安全破壞,需要修改結(jié)構(gòu),提高強(qiáng)度。

        a)疲勞分布圖 b)局部放大圖圖5 機(jī)體第二主軸承處疲勞安全分布

        3.3 模型改進(jìn)

        3.3.1 更改螺栓孔直徑

        由疲勞分析可知,機(jī)體主軸承螺栓孔強(qiáng)度不滿足要求,原因可能是機(jī)體主軸承壁較薄,需對此處結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)。取消機(jī)體直徑為37 mm的主軸承螺栓孔,機(jī)體上直徑為34 mm的孔和主軸承蓋直徑為37 mm的孔徑均改為31 mm,主軸承螺栓向外側(cè)移動0.5 mm,實(shí)際修改方案如圖6所示。

        3.3.2 增加機(jī)體與主軸承蓋結(jié)合面

        疲勞分析表明,機(jī)體主軸承螺栓孔強(qiáng)度不滿足要求,機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近的疲勞安全系數(shù)較低,僅為0.544,小于最小疲勞安全系數(shù)1.1。因此需要對機(jī)體和主軸承蓋結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)。對機(jī)體與主軸承蓋增加側(cè)面結(jié)合面,如圖7紅圈中所示,其中黃色部分為機(jī)體,紅色部分為主軸承蓋,將主軸承壁承載壓力傳遞分解,增強(qiáng)主軸承壁的安全系數(shù)[13]。

        圖6 螺栓孔直徑修改方案 圖7 機(jī)體與主軸承蓋結(jié)合面修改方案

        圖8 修改后機(jī)體疲勞安全分布

        3.4 疲勞結(jié)果分析

        疲勞安全分布如圖8所示。從圖中可以看出,較易出現(xiàn)疲勞破壞的地方在主軸承螺栓孔、機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近。在主軸承螺栓孔處,疲勞安全系數(shù)最小,為1.366,大于材料的最小疲勞安全系數(shù)1.1,機(jī)體與主軸承蓋增加側(cè)接觸面后安全系數(shù)滿足要求。機(jī)體左右兩側(cè)的疲勞安全分布不完全對稱,機(jī)體右側(cè)疲勞強(qiáng)度低于左側(cè),原因是危險(xiǎn)角油膜壓力在下軸瓦的分布傾向于一側(cè)。機(jī)體的最小疲勞安全系數(shù)均大于1.1,因而不會發(fā)生疲勞安全破壞。

        4 結(jié)論

        針對某型柴油發(fā)動機(jī),考慮接觸滑移和軸瓦過盈模型,選取典型特征工況并施加動力學(xué)軸承載荷,開展機(jī)體應(yīng)力和主軸承壁的高周疲勞分析,并對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),得到以下結(jié)論。

        1)優(yōu)化后的機(jī)體主軸承壁應(yīng)力分布合理,強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求,不會產(chǎn)生靜力破壞。

        2)優(yōu)化后主軸承蓋經(jīng)過有限元強(qiáng)度及疲勞計(jì)算,疲勞安全系數(shù)大于1.1,滿足設(shè)計(jì)要求。

        3)增加接觸面面積和增加受力壁面厚度是提高主軸承結(jié)構(gòu)可靠性的有效方法。

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