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G495发动机曲轴应力的有限元分析

放大字体  缩小字体 发布日期:2017-08-09  来源:中国汽车用品网  浏览次数:809
核心提示:  曲轴是发动机的关键零部件之一,其工作过程受力状况极其复杂用传统的力学方法对其进行应力分析时,由于对其几何形状、受力状况和约束状态均进行了较大的简化,因此,计算结果与实际情况有一定的差另0.有限元法是一种分析计算复杂结构的极为有效的数值计算方法内燃机行业一般采用三维实体单元来分析曲轴的强度,为了减小解题规模,往往利用曲轴的对称性,对曲轴单拐进行有限元分析,距实际的工作状况还有一定的差距为此,本文

  曲轴是发动机的关键零部件之一,其工作过程受力状况极其复杂用传统的力学方法对其进行应力分析时,由于对其几何形状、受力状况和约束状态均进行了较大的简化,因此,计算结果与实际情况有一定的差另0.有限元法是一种分析计算复杂结构的极为有效的数值计算方法内燃机行业一般采用三维实体单元来分析曲轴的强度,为了减小解题规模,往往利用曲轴的对称性,对曲轴单拐进行有限元分析,距实际的工作状况还有一定的差距为此,本文采用整体曲轴三维模型的结构分析程序SAP5,对曲轴进行了有限元分析,并对影响曲轴应力计算结果的各种因素进行了研究1整体曲轴有限元模型的建立以南京汽车制造厂的直列四缸发动机G495汽油机曲轴为对象建立整体曲轴的力学模型1.1有限元单元的剖分有限元单元的剖分主要是根据计算目的、计算精度及计算机的存储量和计算量的限制来确定的,一般应在满足计算精度要求的前提下尽可能地简化剖分。

  本文中曲轴采用了SAP5程序的三结点、块、体单元进行计算,先将曲轴沿径向划分为若干截面,再在各截面上划分出若干四边形,这样就形成了由若干六面体组成的网格模型,该模型共有920个节点,501个单元1.2外力载荷的处理对汽油机一般应以最大扭矩工况作为计算工况,由于缺少示功图数据,选择额定功率工况作为计算工况根据发动机动力学计算,可以求得额定功率工况时G495汽油机连杆轴颈载荷的最大值P1及随后曲轴再转过180°360°540°时连杆轴颈载荷的数值,见由于曲轴是因弯曲而破坏的,故本文不考虑扭转应力。为简便起见,可以假设对于做功的气缸当活塞处于上止点位置时连杆轴颈载荷达到最大值P1,则对于四缸机,只需考虑各个气缸分别处于压缩行程终了活塞在上止点位置时的四种受力状况即可该发动机的做功顺序为1缸-3缸-4缸-2缸;又考虑到1缸与4缸3缸与2缸做功时的几何与受力状况是关于中间主轴颈中部的横截面(简称中截面)左右对称的,故只需考虑1缸和3缸做功两种载荷状况即可。

  在本例曲轴模型中,把各连杆轴颈载荷均分在曲轴纵向对称面内连杆轴颈中截面左右两个对称节点上。

  1.3曲轴的约束条件处理曲轴的有限元分析的约束条件为每个主轴颈只能绕其轴线转动,因此,只需限制各主轴颈表面节点沿径向运动的自由度即可;另外,为了防止曲轴沿轴向产生刚体位移,将其左端纵向对称面上靠近轴心的两个节点的z向位移取为0将主轴承对曲轴的支承视为弹性支承座,通过弹簧单元使主轴颈在半径方向传递压缩力,这样处理约束条件计算值与实测值的偏差较小。设弹簧刚度为K,认为K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈轴向均布,并假定K均布在曲轴纵向对称面内主轴颈中截面左右两个对称节点上,每个节点处的刚度为K/2,在此取K值为计算,前一刚度值接近主轴承的实际刚度,后一刚度值接近刚性支座。为1缸做功时曲轴的受力状况及边界条件示意缸爆发时曲轴的受力情况与边界条件2G495发动机曲轴的有限元计算分析结果21曲轴的应力分布状况根据计算,各缸燃气压力爆发时的应力分布情况如下:3缸做功爆发时的应力最大,1缸次之,2缸、4缸较小。在1缸和3缸做功时,曲轴上单元形心的最大拉应力分别在第一连杆轴颈右下角和第三连杆轴颈左上角(中的E2E3两处)取得具体数据为:1缸做功时单元形心最大拉应力11. 6MPa(刚性支座)13.0MPa(弹性支座);3缸做功时单元形心最大拉应3MPa(弹性支座)最大应力元的位置由于3缸爆发时曲轴的应力值比1缸要高得多,只需分析3缸爆发时曲轴的应力状况即可。以下分析均指3缸爆发状态,同时视主轴承为弹性支座22曲轴变形情况计算结果表明,视主轴承为弹性支座时曲轴的变形较大:1缸做功、弹性支座条件下,曲轴纵向(y向)最大变形发生在第一连杆轴颈左端曲拐上部,数值为-0.027mm;轴向(z向)最大变形发生在第二连杆轴颈右端曲拐平衡块尾部,数值为-0.020mm3缸做功、弹性支座条件下,曲轴纵向最大变形发生在第三连杆中截面上部,数值为0.030mm;轴向最大变形发生在第三连杆轴颈左端曲拐平衡块尾部,数值为3缸做功、弹性支座条件下曲轴纵向对称面内第3,可以看出,第三连杆轴颈中截面上各点的轴向位移可视为此面上各点随截面中点的平移和各点对于中点的相对位移的迭力加显然,若不在曲轴左端约束曲轴的轴向位移,而是在第三连杆轴颈中点约束其轴向位移,则第三连杆轴颈中截面上各点将只有此相对位移第三连杆轴颈中截面yz平面内的轴向位移分布23曲轴应力计算结果的影响因素分析23.1单拐曲轴模型与整体曲轴模型计算结果的比较为检验单拐模型的计算结果的可靠性,从前面的整体曲轴模型中取出一个单拐,假设连杆轴颈中截面上各点没有轴向位移,主轴颈中截面上各点为自由节点,可以沿轴向自由移动将整体模型上作用于此区域的最大载荷P1/2加到单拐模型上去,仍认为支承刚度在曲轴纵向对称面内沿主轴颈轴向均布,且将弹簧刚度K /3加到该模型主轴颈中截面下部极其右边的一个节点上,见这个单拐模型共有134个节点,67个单元。经计算,单拐模型的单元形心最大拉应力位于的Eti处,数值为24.(刚性支座)和27.0MPa(弹性支座)单元形心最大压应力位于的Eci处,数值为-30. 3MPa,是整体模型应力值的1.3倍,即采用曲轴单拐模型模拟曲轴的实际受力状况是偏于安全的曲轴单拐模型三连杆轴颈中截面上A各点的轴移分布情况见图抽螽有限元网格的疏密对计算结果的影响:实际上在整体曲轴模型中,当第三缸做功时,第三连杆轴颈中截面上部各点相对截面中心有一个沿z轴负向的相对位移;而其下部则有一个沿z轴正向的相对位移。当在单拐模型中限制此截面的z向位移时,会在第三连杆轴颈中截面上部产生一个附加的压应力,而在第三连杆轴颈中截面下部产生一个附加的拉应力,这种附加应力的方向与各点原应力的方向又正好是一致的,因而使连杆轴颈内部各点的应力水平有所提高模型简化模型原模型e/单元最大拉应力形心31.压应力形心-30.对的曲轴单拐模型的网格进行更详细的划分,加密后的单拐模型共有900个节点、843个单元,见外加载荷和边界条件仍如计算表明,的密网格模型单元形心最大拉应力位于处,数值为34. 7MPa;单元形心最大压应力位于及2处,数值为-32.3MPa由此可见,当网格加密时,曲轴的最大拉应力有较大程度的上升。这是由于疏网格无法反映曲轴圆角处的应力集中现象,曲轴的最大压应力上升的数值并不大,但其位置却从连杆轴颈(见)移到主轴颈上(见)显然,如果曲轴的有限元网格划分得太疏,计算所得的最大应力值和曲轴内部应力场的分布状况就均不准确。

  单拐加密模型23.3忽略曲拐上的斜面对曲轴应力计算结果的影响前述单拐模型上的曲拐可认为是由一个柱体被曲拐上部的斜面削去一部分而形成的,在有限元计算中,在这个斜面附近划分网格较麻烦。为简化计算,将曲拐部分看成是一个完整的柱体(见),并按与的单拐模型同样的网格密度对该模型进行了计算,计算结果见表2计算中认为载荷以集中力的形式作用于连杆轴颈中截面内,支承刚度以轴向均布形式作用于主轴颈纵向对称面内。

  对比计算结果表明:简化模型与原模型的最大拉应力、压应力的位置是相同的,且两种模型在主轴颈和连杆轴颈内应力场的分布形态也很接近由表2可见,简化模型的应力值仅比原模型低7.因此,为简便起见,可将模型进行简化,然后再对计算结果进行修正即可表2曲拐简化模型与原曲拐模型计算结果的比较MPa 3结论利用有限元法计算了G495发动机的曲轴应力分布状况,分析了曲轴有限元计算中各力学参数的不同选择对计算结果的影响结果表明:当四缸发动机中1缸、3缸爆发做功时,曲轴内部的应力值较高,其最大拉应力的位置处于与爆发气缸相对应的连杆轴颈的两端过渡圆角区域处,目前曲轴有限元强度分析中所采用的单拐模型计算出的应力值是曲轴实际应力值的1.3倍左右,是偏于安全的为了提高有限元计算的可靠性,有限元网格数不能太少。为计算简便起见,可将曲轴的曲拐简化为一个完整的柱体,然后将由简化模型计算出的应力值乘以1.07左右的系数即得到曲轴较为准确的应力值。

 
 
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