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      EH42型柴油機(jī)機(jī)體有限元靜力分析

      2018-07-12 16:35:56肖克輝李俊坡
      珠江水運(yùn) 2018年11期
      關(guān)鍵詞:柴油機(jī)機(jī)體建模

      肖克輝 李俊坡

      摘 要:本文研究對象是EH42型單缸柴油機(jī)的機(jī)體,首先利用Solidworks軟件建立該型柴油機(jī)機(jī)體的實(shí)體模型;在Hypermesh軟件中,導(dǎo)入機(jī)體實(shí)體模型進(jìn)行手動網(wǎng)格劃分,并對網(wǎng)格優(yōu)化,提高劃分質(zhì)量,建立了機(jī)體的有限元模型;最后,將機(jī)體的有限元模型導(dǎo)入ANSYS軟件中,施加了機(jī)體在最大爆發(fā)壓力工況下所受的載荷與約束,得出了機(jī)體在該工況下最大應(yīng)力值、應(yīng)變值及其分布狀況。分析結(jié)果達(dá)到了對機(jī)體強(qiáng)度校核的目的,驗(yàn)證了該型柴油機(jī)機(jī)體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)是安全的。

      關(guān)鍵詞:柴油機(jī) 機(jī)體 建模 有限元 靜力分析

      機(jī)體是柴油機(jī)中結(jié)構(gòu)、最復(fù)雜、最重要的零部件之一。機(jī)體的受力非常復(fù)雜,它承受著柴油機(jī)工作時氣缸內(nèi)的氣體壓力和活塞往復(fù)慣性力等動載荷,也承受緊固其他零部件的螺栓產(chǎn)生的預(yù)緊力,在設(shè)計(jì)柴油機(jī)機(jī)體時,必須使其具有足夠的剛度和強(qiáng)度。因此,對機(jī)體進(jìn)行有限元靜力分析,保證機(jī)體設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的可靠性,是當(dāng)前整個柴油機(jī)設(shè)計(jì)過程中必不可少的重要環(huán)節(jié)。

      本文以EH42型柴油機(jī)的機(jī)體為研究對象,用有限元分析對其機(jī)體進(jìn)行靜力分析。分析的結(jié)果較為真實(shí)的反映了柴油機(jī)機(jī)體的應(yīng)力、應(yīng)變,為柴油機(jī)的設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了相關(guān)的計(jì)算依據(jù),其部分參數(shù)如表1所示。

      1.機(jī)體的有限元模型

      1.1機(jī)體實(shí)體模型的建立

      本文根據(jù)EH42型柴油機(jī)的機(jī)體圖紙尺寸,用Solidworks軟件建立了三維實(shí)體模型,主要建模思路是:首先繪制機(jī)體的整體輪廓,EH42型柴油機(jī)機(jī)體的整體尺寸為長629mm,寬199mm,高370mm;接著在創(chuàng)建機(jī)體內(nèi)腔、主軸承孔及其凸臺、齒輪室等;再對機(jī)體氣缸體部分創(chuàng)建的同時需要完成氣缸孔、冷卻水道、氣缸體外形輪廓及安裝凸臺的創(chuàng)建;最后再創(chuàng)建機(jī)體各個面上的螺紋孔和直孔。在建立機(jī)體實(shí)體模型時,對機(jī)體進(jìn)行了簡化:(1)忽略一些如凸臺、油道、水道、銷孔局部性細(xì)小結(jié)構(gòu);(2)對螺栓、螺紋孔進(jìn)行簡化處理。經(jīng)過以上簡化處理后機(jī)體的實(shí)體模型見圖1、圖2。

      1.2機(jī)體有限元模型的建立

      有限元網(wǎng)格的好壞直接關(guān)系到計(jì)算和分析的準(zhǔn)確度,本文用HyperMesh軟件建立機(jī)體的有限元網(wǎng)格模型。在機(jī)體的實(shí)體模型導(dǎo)入HyperMesh的過程中可能會出現(xiàn)一些幾何特征的缺陷,需要對其進(jìn)行幾何清理和拓?fù)湫扪a(bǔ)。建立有限元網(wǎng)格模型,首先要選定網(wǎng)格單元的類型。對于柴油機(jī)機(jī)體這種實(shí)體模型比較復(fù)雜的結(jié)構(gòu),如果采用相同密度的10節(jié)點(diǎn)四面體單元其精度與六面體相當(dāng),故本文采用四面體單元Solid187。

      EH42型柴油機(jī)機(jī)體的材料為HT200鑄鐵,HT200的力學(xué)性能參數(shù)有:彈性模量1.13×1011Pa,泊松比0.24密度,7.0×103kg/m3。

      本文中以手動方式對機(jī)體整體進(jìn)行網(wǎng)格劃分,總體上網(wǎng)格單元的尺寸設(shè)定為5mm,然后對機(jī)體的主軸承孔、平衡軸孔和缸頭螺栓孔等受力關(guān)鍵部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化,得到130592個節(jié)點(diǎn)和507226個單元。生成的有限元模型見圖3—圖5。

      三維網(wǎng)格質(zhì)量評估標(biāo)準(zhǔn)如圖1.6所示。單元質(zhì)量檢查后,如檢查出不符合規(guī)定要求的單元,運(yùn)用HyperMesh軟件自帶的工具找出這部分單元,然后對其重新劃分網(wǎng)格或進(jìn)行調(diào)整,以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)。

      2.機(jī)體的主要載荷與位移邊界條件的確定

      2.1機(jī)體載荷的施加

      機(jī)體主要受曲軸對主軸承孔的壓力、螺栓對缸頭的拉力、平衡軸對平衡軸孔的壓力。本文主要計(jì)算分析機(jī)體在氣缸最大爆發(fā)壓力(即活塞行至上止點(diǎn))工況下的機(jī)體應(yīng)力和位移狀況。表2為機(jī)體在最大爆發(fā)壓力工況下所受的主要載荷。

      如果將軸承載荷簡化為集中力作用在軸承孔上,將會產(chǎn)生很大的應(yīng)力集中。因此,必須對軸承載荷精確加載。在此,按照一般的經(jīng)驗(yàn):假設(shè)軸承和軸頸之間的作用力按余弦分布,有主軸承端蓋側(cè)(大孔)受力分布角為180°,齒輪室側(cè)主軸承孔(小孔)受力分布角140°軸承孔面。對平衡軸孔上所受力的施加也是如此,作用力按余弦分布,分布角為180°。

      對于缸頭,螺栓力作用到柴油機(jī)機(jī)體時,各螺紋承擔(dān)的載荷并不相等,模型計(jì)算分析表明,螺栓前六個螺紋齒承擔(dān)了大約96%的載荷。因此,在本次柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度計(jì)算中缸蓋螺栓力只施加在螺栓孔前六個螺紋齒上,約12mm長的部分??紤]到研究對象是柴油機(jī)整個機(jī)體,且對缸體的頂面應(yīng)力并不十分關(guān)注,故在本文計(jì)算中將不考慮螺栓預(yù)緊力(螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的接觸壓力僅對缸體頂面的應(yīng)力大小有所影響),對缸頭周圍的六個螺紋孔施加均勻的節(jié)點(diǎn)力載荷。

      施加后的載荷如圖7所示。

      2.2 機(jī)體位移邊界條件的確定

      本文中,實(shí)際工況下,通過機(jī)體底部的四個螺栓孔將機(jī)體固定在機(jī)座上,為此將四個螺栓孔的 x、y、z向施加位移約束,結(jié)果見圖7。

      3.機(jī)體變形及應(yīng)力的計(jì)算結(jié)果及分析

      本文選擇柴油機(jī)在氣缸最大爆發(fā)壓力工況下,運(yùn)用ANSYS中靜力分析模塊(Static Structural)實(shí)現(xiàn)對機(jī)體的應(yīng)力分布和變形情況進(jìn)行分析。機(jī)體的應(yīng)力和應(yīng)變云圖分布如圖8—圖9所示,從計(jì)算結(jié)果看:

      (1)由于主軸承載荷、平衡軸載荷、螺栓軸向力的綜合作用,機(jī)體變形從機(jī)體正面方向上整體呈現(xiàn)出前小后大的形式。機(jī)體位移最大值為0.137mm,出現(xiàn)在機(jī)體前端的虹蓋螺栓孔處,主軸承孔及平衡軸孔處的變形也比較大。機(jī)體變形總體上有沿氣缸軸方向被拉長、垂直氣缸軸方向有被壓縮的趨勢。機(jī)體氣缸套頂平面螺栓孔附近區(qū)域均有不同程度的隆起,這是因?yàn)槁菟ㄝS向力的作用使氣缸套頂面整體受力不均造成的結(jié)果。地腳螺栓對機(jī)體的位移有很大的影響,尤其在機(jī)體底部地腳螺栓孔處位移幾乎為零。

      (2)由材料力學(xué)知,鑄鐵類脆性材料的其許用應(yīng)力為[σ]=σb/nb,其中,σb為材料的強(qiáng)度極限,對于機(jī)體所用的HT200灰鑄鐵材料而言,強(qiáng)度極限σb=200MPa;nb為材料的安全系數(shù),在靜載荷情況下,通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)安全系數(shù)取nb=1.3-2.0。在本論文中,安全系數(shù)nb取得1.3,機(jī)體材料的靜許用應(yīng)力為[σ]=153.85MPa。

      從機(jī)體的應(yīng)力分布圖可知,應(yīng)力集中區(qū)主要集中在主軸承孔、氣缸體螺栓孔以及平衡軸孔處,機(jī)體其余的地方的應(yīng)力值均很低,并且應(yīng)力值都低于材料的許用極限,最大值未超過153.85MPa,小于材料的靜許用應(yīng)力[σ]。機(jī)體最大應(yīng)力處在主軸承安裝軸承蓋螺孔處,其應(yīng)力值為102.96MPa,未超過材料的靜許用應(yīng)力[σ]。

      4.結(jié)論

      本論文結(jié)合基于有限元理論的分析技術(shù)等現(xiàn)代化設(shè)計(jì)手段,首先分析和計(jì)算了EH42型柴油機(jī)在最大爆發(fā)工況下機(jī)體的載荷和固定約束力;再建立機(jī)體的有限元模型,施加了與實(shí)際爆發(fā)工況相符的載荷和邊界條件,通過ANSYS軟件計(jì)算得到了機(jī)體在該工況下的應(yīng)力云圖和位移云圖;通過對結(jié)果的分析可知該型柴油機(jī)機(jī)體的強(qiáng)度滿足要求,同時為以后優(yōu)化該型柴油機(jī)的設(shè)計(jì)提供了計(jì)算依據(jù)。

      參考文獻(xiàn):

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      [2]王鈺棟,金磊,洪清泉.HyperMesh&HyperView;應(yīng)用技巧與高級實(shí)例[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2012.

      [3]閻文兵,姜紹忠,陳越.不同網(wǎng)格密度對柴油機(jī)前托架有限元模態(tài)分析的影響[J].機(jī)械與電子,2011, (9): 72-74.

      [4]陸修涵.柴油機(jī)原理,結(jié)構(gòu),動力學(xué)[M].北京.中國鐵道出版社,1986.

      [5]楊志慧.汽車發(fā)動機(jī)機(jī)體有限元分析[D].武漢理工大學(xué),2007.

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