李小泉

(承德石油高等?？茖W校汽車工程系，河北承德 067000)

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基于有限元的發(fā)動機皮帶輪受力分析

李小泉

(承德石油高等?？茖W校汽車工程系，河北承德 067000)

發(fā)動機試驗過程中出現(xiàn)皮帶輪斷裂現(xiàn)象。針對皮帶輪結構，采用有限元分析方法，對該結構的3種不同改進方案進行受力分析，得到發(fā)動機皮帶輪的應力分布，通過疲勞計算比較4種方案，確定最佳方案。

發(fā)動機；皮帶輪；有限元；應力

0　前言

某型發(fā)動機進行100h雙超試驗，當試驗進行至第60h的時候附加皮帶輪斷裂，如圖1所示。設計員決定重新設計幾種不同方案，因此需要對各種方案的附加皮帶輪受力情況進行CAE分析，以便為設計提供參考[1-2]。模型網(wǎng)格劃分采用Hypermesh軟件，在Patran里面施加邊界條件，計算和后處理在Abaqus軟件里面進行，網(wǎng)格單元類型為四面體單元和六面體單元。

1　分析模型和邊界條件

1.1分析模型

針對附加皮帶輪進行受力分析，計算模型包括：附加皮帶輪、減震器組件內(nèi)輪、螺栓M8×20、墊圈及皮帶部分。網(wǎng)格模型見圖2。計算模型單元數(shù)和節(jié)點數(shù)見表1，各零件的材料特性見表2。

表2　分析中各零件的材料特性

1.2邊界條件計算

附加皮帶輪所帶動的附件功率為：充電機2kW，空調壓縮機6kW，皮帶輪包角135°，因此附加皮帶輪上皮帶的松邊拉力與緊邊拉力可以計算出來。

緊邊與松邊拉力之差為有效拉力F，即帶所傳遞的圓周力:

(1)

式中：F1為緊邊拉力(N)；F2為松邊拉力(N)；P為傳遞功率(kW)；v為帶速(m/s)。

又：

(2)

由式(1)可得：

由式(2)可得：

efα=2.781 80.5×2.356=2.781 81.178=3.337 5

發(fā)動機右旋轉動，將緊邊力與松邊力分解：

對F1進行分解：

豎直方向：

F1Y=454.479 6×cos30°=393.59 N

水平方向：

F1X=454.479 6×sin30°=227.24 N

對F2進行分解：

豎直方向：

F2Y=136.169 7×cos15°=131.53 N

水平方向：

F2X=136.169 7×sin15°=35.24 N

4顆上緊螺栓采用M8(10.9級)的，上緊力矩為20～40N·m，取最大擰緊力矩40N·m，則每個螺栓的預緊力為：

1.3約束、載荷情況

其中:k為自變量個數(shù);n代表本文選取的城市數(shù)量;T為研究的時間跨度.在5%的顯著水平下,如果F2小于臨界值,則接受原假設,選擇H2,為常系數(shù)模型;如果拒絕原假設,則檢驗假設H1.若F1小于臨界值,則接受原假設H1,確定模型為變截距模型;反之,則選擇變系數(shù)模型．本文中n=20,k=2,T=11,在此基礎上得到

根據(jù)實際情況，對減震器組件內(nèi)輪約束端面所有平動自由度，皮帶兩端根據(jù)實際角度分別按緊邊力與松邊力施加。除螺栓與內(nèi)輪螺孔采用tie接觸外，其余接觸均為small接觸類型。約束、載荷情況見圖3。

1.4計算方案

內(nèi)輪法蘭及定位槽見圖4。

方案一：原裝機狀態(tài)；

方案二：改用大墊圈；

方案三：改用大墊圈，內(nèi)輪法蘭加大，定位槽寬度減小到8mm；

方案四：改用大墊圈，內(nèi)輪法蘭加大，定位槽寬度減小到8mm，附加皮帶輪厚度增加到2.5mm。

4種模型不同方案情況對比見表3。

表3　模型4種不同方案情況對比

2　計算結果及分析

方案一為原機裝配方案。

由圖5—6可見：附加皮帶輪最大等效應力為658.1MPa，為壓應力，可以承受，其下部靠近皮帶的螺孔局部受到的最大拉應力為225.6MPa。查機械設計手冊，2/08Al材料的抗拉強度σb=275～440MPa，則其拉壓疲勞極限應力值為σ0t≈0.3σb=82.5～132MPa，原模型皮帶輪最大拉應力為225.6MPa，已經(jīng)遠遠超出了其拉壓疲勞極限最大值，可見當皮帶輪轉動時，螺孔附近會受到交變的拉、壓應力作用，由于超出了皮帶輪材料的疲勞許可極限值，因此皮帶輪會由于疲勞而從螺孔處開始局部破壞，最終導致大范圍材料失效，而當發(fā)動機超速超負荷運行時皮帶輪受力會更加惡劣。

2.2方案二

方案二是在原模型的基礎上，用一個大的墊圈代替4個小墊圈，并且該墊圈比4個小墊圈的厚度要厚。

由圖7—8可見：更換為大墊圈以后，附加皮帶輪最大等效應力為490.3MPa，其下部靠近皮帶的螺孔受到的最大拉應力為100.3MPa，且未出現(xiàn)局部點大應力現(xiàn)象。此情況下最大拉應力要遠遠低于原模型方案，位于安全許可范圍之內(nèi)。

2.3方案三

方案三是在方案二的基礎上，加大減震器內(nèi)輪的外徑，同時減小內(nèi)輪定位槽的寬度，以便增大內(nèi)輪與皮帶輪的承壓面積。

由圖9—10可見：更換為大墊圈、增大內(nèi)輪與皮帶輪的接觸面積以后，附加皮帶輪最大等效應力為502.2MPa，其下部靠近皮帶的螺孔受到的最大拉應力為100.8MPa。如果考慮到計算誤差，則此情況下皮帶輪的受力情況同方案二相比結果相差不大，沒有什么實質性的改善。

2.4方案四

方案四是在方案三的基礎上，將皮帶輪的厚度由2mm增厚為2.5mm。

由圖11—12可見：更換為大墊圈、增大內(nèi)輪與皮帶輪的接觸面積并增厚附加皮帶輪以后，附加皮帶輪最大等效應力為427.4MPa，其下部靠近皮帶的螺孔受到的最大拉應力為71.44MPa。此方案同前幾種(見表4和圖13)相比較，拉應力明顯降低，已經(jīng)低于最小允許疲勞極限值，皮帶輪受力得到很大改善。

表4　模型4種不同方案受力對比　MPa

3　結論

采取4種不同方案，對各種方案的附加皮帶輪受力情況進行CAE分析，分析可知：

(1)原模型附加皮帶輪斷裂是因為皮帶輪受到拉、壓應力作用超過疲勞極限安全值，從而在螺孔附近產(chǎn)生疲勞破壞引起。

(2)比較4種方案，方案四拉應力最小，其次為方案二、三與原模型。

(3)如果皮帶輪材料、制造等方面能達到較大的抗拉強度，則方案二就可以滿足使用要求，但如果從純安全方面考慮，則建議優(yōu)先選用方案四。

【1】徐延海.皮帶輪疲勞強度的數(shù)值計算分析[J].機械傳動,2007(3):45-47.

【2】雷玉珍,張倩倩,劉為,等.汽車空調離合器皮帶輪疲勞失效分析[J].精密成形工程,2011(5):83-86.

StressAnalysisReportofEnginePulleyBasedonFEM

LIXiaoquan

(AutomotiveEngineeringDesect1ment,ChengdePetroleumCollege,ChengdeHebei067000,China)

Thepulleyrupturedinanenginetestprocess.Accordingtothestructureofenginepulley,finiteelementmethod(FEM)wasusedtoanalyzethestructurestressbasedonthreedifferentimprovementschemes.FromtheFEMresult,stressdistributingruleoftheenginepulleywasobtained,andtheoptimalschemewasdeterminedbythecomparisonofthefatiguecalculation.

Engine;Pulley;FEM;Stress

2015-03-24

李小泉(1979—)，男，碩士，講師，主要研究方向為汽車制造工藝。E-mail：lxquan79@126.com。