梁景濤,付雪超,馬文亮,李慧軍,由 毅,馮擎峰
(吉利汽車研究院,浙江 蕭山 311228)
內(nèi)燃機(jī)功率輸出主要靠曲軸,其轉(zhuǎn)動(dòng)是基本均勻的,但活塞連桿組運(yùn)動(dòng)極為不均勻,伴隨著很大的加、減速度,產(chǎn)生超重上千倍的慣性負(fù)荷,對(duì)受力件的強(qiáng)度和耐久性影響很大,并導(dǎo)致振動(dòng)和噪聲[1],對(duì)其附屬件也會(huì)產(chǎn)生很大影響。
某發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)正時(shí)鏈罩連接右隔振墊處斷裂如圖1、2所示,導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)下沉、發(fā)動(dòng)機(jī)無法正常工作。
圖1 正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔盐恢?
筆者針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈罩進(jìn)行模態(tài)與強(qiáng)度的計(jì)算分析,以此判定正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔烟幨欠駶M足設(shè)計(jì)需求,找出故障原因,并根據(jù)分析結(jié)果,針對(duì)正時(shí)鏈罩結(jié)構(gòu)制定合理的改進(jìn)方向。
正時(shí)鏈罩與氣缸體、氣缸蓋一起密封發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)腔;其內(nèi)部分布有潤滑及冷卻發(fā)動(dòng)機(jī)的油道和水道,與氣缸體、氣缸蓋一起共同完成發(fā)動(dòng)機(jī)的潤滑及冷卻工作;同時(shí)正時(shí)鏈罩與發(fā)動(dòng)機(jī)右支架一起支撐發(fā)動(dòng)機(jī)懸置在車架上。
根據(jù)圖1所示,從正時(shí)鏈罩的斷裂位置可以看出,斷裂位置是發(fā)動(dòng)機(jī)在車架上的懸置點(diǎn),該處也是正時(shí)鏈罩受力最大點(diǎn),初步分析是由于斷裂處強(qiáng)度不足造成。
筆者計(jì)算的有限元模型主要包括:正時(shí)鏈罩(集成正時(shí)鏈罩支架)、右隔振墊總成支架、連接缸蓋與正時(shí)鏈罩的螺栓、連接兩支架的螺栓及模擬缸體、缸蓋等。
(1)材料屬性 進(jìn)行有限元分析前需要了解零部件本身的屬性,以便于進(jìn)行分析,主要部件的材料屬性如表1所列。
表1 主要部件的材料屬性
(2)建立模型 模態(tài)分析中,網(wǎng)格類型采用C3D10;強(qiáng)度分析中,網(wǎng)格類型二階四面體單元(C3D10M),單元共228 783個(gè),節(jié)點(diǎn)共402 186個(gè);有限元模型如圖3、4所示。
圖3 有限元分析模型
圖4 有限元分析模型
(1)模態(tài)分析 設(shè)置各接觸面接觸屬性為tie接觸,約束模擬缸體、缸蓋的運(yùn)動(dòng)自由度,所使用坐標(biāo)系為:發(fā)動(dòng)機(jī)后端指向前端為正X向,下端指向上端為正Z向,遵循右手定則。
(2)強(qiáng)度分析 邊界條件的施加位置及載荷力作用的大小分別見圖5、表2,約束模擬缸體缸蓋的運(yùn)動(dòng)自由度。分析模型的參考坐標(biāo)系為:發(fā)動(dòng)機(jī)后端指向前端為正X向,下端指向上端為正Z向,遵循右手定則。
圖5 邊界條件的施加位置
表2 載荷力作用的大小
前三階的頻率和振型結(jié)果如表3所列;圖6~8為模型的前三階振型圖。
表3 模型前三階的頻率和振型
圖6 模型第1階振型
圖7 模型第2階振型
發(fā)動(dòng)機(jī)主激勵(lì)工作頻率計(jì)算公式:
式中:n為發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率轉(zhuǎn)速,r/min;k為常數(shù),一般取1.2~1.4;a為階次。
通過式(1)可得出,發(fā)動(dòng)機(jī)在6 000 r/min時(shí)的三階主激勵(lì)工作頻率為360~420 Hz;正時(shí)鏈罩及其支架的第1階振動(dòng)頻率為394.6 Hz,該頻率位于發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)工作頻率內(nèi),誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險(xiǎn)很大。
計(jì)算正時(shí)鏈罩及其支架在7個(gè)工況下的強(qiáng)度,如圖9~15所示。
圖9 最大螺栓預(yù)緊力
15 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力
①最大螺栓預(yù)緊力;②最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力;③最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力;④最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力;⑤最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力;⑥最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力;⑦最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力。
圖8 模型第3階振型
圖10 最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力工況
圖11 最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力
圖13 最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力
由正時(shí)鏈罩在7個(gè)工況下的應(yīng)力分布云圖可以得出,在最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力工況如圖12所示、最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力工況如圖14所示和最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力工況如圖15所示下,有多處應(yīng)力集中現(xiàn)象,且應(yīng)力值超出了ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa,已超過ADC12材料的屈服極限,且部分區(qū)域得應(yīng)力集中區(qū)域較大,不滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)需求,容易誘發(fā)斷裂現(xiàn)象。
圖12 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力
圖14 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力
根據(jù)強(qiáng)度分析計(jì)算結(jié)果,根據(jù)以下幾點(diǎn)對(duì)產(chǎn)品進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì):如圖16所示在位置1、2處兩部分結(jié)構(gòu)倒圓角,而不是呈現(xiàn)直角的結(jié)構(gòu)形式,且圓角應(yīng)盡量大些,實(shí)現(xiàn)平滑過渡;如圖17所示,位置3、4兩處加強(qiáng)筋加強(qiáng),以提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。
圖16 正時(shí)鏈罩支架
圖17 正時(shí)鏈罩及其支架圖
根據(jù)以上分析結(jié)果,對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行調(diào)整,調(diào)整后結(jié)果如圖18所示,同時(shí)調(diào)整圖17中3、4兩處加強(qiáng)筋,加強(qiáng)筋厚度由20 mm調(diào)整到30 mm。
圖18 正時(shí)鏈罩支架
針對(duì)上述分析出現(xiàn)問題的工況,重新進(jìn)行分析,具體分析方法及邊界條件與上述方法一致,具體分析結(jié)果如下。
(1)模態(tài)分析 圖19為模型的1階振型圖;前三階的頻率和振型結(jié)果如表4所列。
表4 模型前三階的頻率和振型
圖19 模型第1階振型
正時(shí)鏈罩及其支架的1階振動(dòng)頻率為426.2 Hz,該頻率已經(jīng)超出發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)工作頻率360~420 Hz,誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險(xiǎn)大大降低。
(2)強(qiáng)度分析結(jié)果 針對(duì)上述強(qiáng)度分析結(jié)果有問題的工況,進(jìn)行重新分析,具體結(jié)果如下:①最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力如圖20所示;②最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力如圖21所示;③最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力如圖22所示。
圖2 正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔盐恢?/p>
圖20 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力
圖21 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力
通過對(duì)修改后的數(shù)模進(jìn)行強(qiáng)度分析,與修改前的分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,由圖20~22可看出,在上述3種工況下,應(yīng)力集中問題都已基本消除;在工況最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力下,還有部分應(yīng)力沒有消除,從圖22可以看出其應(yīng)力值低于ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa,滿足設(shè)計(jì)要求。
圖22 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力
筆者通過對(duì)正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔亚闆r的分析,發(fā)現(xiàn)斷裂的主要原因是由于正時(shí)鏈罩本身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)問題,通過對(duì)正時(shí)鏈罩進(jìn)行模態(tài)及強(qiáng)度分析,對(duì)正時(shí)鏈罩進(jìn)行優(yōu)化,通過分析結(jié)果可以看出,優(yōu)化設(shè)計(jì)后的正時(shí)鏈罩其強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。
[1] 周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005.