4 缸体静力分析
4.1 静力分析结果
如图5所示,其最大主应力发生在三缸上缘,大小为169.8Mpa。应力较大的地方有两处,第一处在缸体上表面,第三缸周围,主要由于此时第三刚爆发,有19Mpa压力作用在三缸上缘部分;第二处在第三、第四轴承座连接部分周围的缸体部分,由于三缸爆发,第三第四轴承座提供的支撑力十分大导致。
如图6所示,此时原方案缸体最大位移为0.054mm。缸体变形区域与缸体所受应力较大区域类似。
如图7所示,此时原方案缸套最大Mises应力为236.3Mpa。应力较大q区域为三缸套上缘及第二第四缸套靠近第三缸缸套的部分。三缸爆发时,其他缸内压力及活塞侧推力都较小,所以缸套应力主要受第三缸爆发影响。
图5 原缸体第一主应力分布云图
图6 原缸体位移分布云图
如图8所示,此时原方案缸套最大位移量为0.02777mm。位处第三缸上缘部分。整体位移分布十分具有规律性,以三缸套上缘为起点向下和向两侧逐步减小。
如图9所示,原方案轴承座最大Mises应力值为235.8Mpa,发生在螺栓预紧处。此处出现较大应力原因应该是施加螺栓预紧力时以集中力方式施加,出现应力集中所致。而除螺栓预紧处外,较大1、2、5、6、7号所受载荷较小的轴承座,应力从与缸体接触面其逐步向下和中间部分减小。而3、4号轴承座,应力值在载荷施加处较大向其他区域逐步减小。
如图10所示,此时原方案动机轴承座最大位移为0.09081mm。较大处为3、4号轴承座受载部分。
扩缸后发动机缸体静力分析模型的受载形式与原方案一致,仅是载荷大小略有变化,因此应力分布及位移情况类似,以下结果不再描述。
如图11所示,128mm缸径新方案的缸体最大平均第一主应力值为165Mpa。如图12所示,新方案缸体最大位移为0.07938mm。
如图13所示,新方案缸套最大Mises应力值为215.9Mpa。如图14所示,新方案缸套最大位移为0.02477mm。
如图15所示,新方案轴承座最大Mises应力为222.4Mpa。如图16所示,新方案轴承座最大位移为0.125mm。
4.2 静力分析汇总与分析
上述对123mm缸径和128mm缸径两种发动机缸体进行了在第三缸爆发压力最大这一极限工况的静力分析求解。结果汇总如表5所示:
表5 静力分析结果汇总
对于所关心的缸体最大第一主应力值,均为160Mpa以上。此值小于HT250的抗拉强度250Mpa,但引入安全系数的概念后,此值偏大。但考虑到新方案是在原缸体基础上改进得到的,且新方案最大主应力值变化不大,且略有减小。故说明新缸体静力分析强度符合要求。
从表中清晰可得,在同一发动机缸内压力变化曲线数据下,扩缸后发动机缸体、缸套最大应力值略微变小。缸体、轴承座最大位移略微变大。且最大应力均小于材料强度极限。但由于扩缸后,缸内压力曲线数据会发生变化,所以实际中略有差异。但是整体的分布形式应该变化不大,主要的危险区域,和较大位移区域不会发生改变。所得结果有一定参考价值。
在建立分析模型时,缸盖部分由4层2.5mm的三棱柱单元代替,其材料选用较大的弹性模量。通过多次尝试求解对比结果发现,此弹性模量大小会导致缸体最大第一主应力值。具体规律是缸盖部分单元弹性模量越大,缸体最大应力值越小。所以在缸体静力分析中,缸盖部分影响十分大。所以为得到更好结果,需要建立较为准确的缸盖模型。
5 缸体模态分析
5.1 缸体模态分析的有限元模型
缸体模态分析的有限元模型,与静力分析相比只选择缸体部分,去掉缸套、缸盖、等连接部分。
对于发动机缸体这种具有复杂几何的模型,在Hypermesh网格划分中,一般选用四面体单元。网格划分思路一般为先生成高质量2D网格单元,再向内填充生成3D网格单元模型。
5.2 模态分析的方法选择及注意事项
为了了解该缸体的振型,计算扩缸前后两种发动机缸体的自由模态。
理论和实践均指出,当结构体在动载荷激励下产生共振时,一般只有前面不多的几个低阶共振情况比较危险。因此,在振动分析时,常常是只需要知道前面若干个固有频率和振型,而不必求出全部固有频率及振型。因此本次计算仅计算了曲轴箱的前五阶模态。
模态的分析计算方法有很多种,如分块的兰索斯法、子空间法、降阶法等、本文采用的是分块的兰索斯法,因为此种方法适用于大型的求解问题,并且采用稀疏矩阵求解器精度很好,对病态矩阵反应较好,适用于大自由度提取多阶模态的情况。
以123mm缸径缸体为例,其模态分析的卡片设置要点为:
(1)在创建lOAdcollector之后在在卡片选择中选择EIGRL。此选项为兰索斯法。
(2)在卡片编辑中,VI选择0.100,ND选择5。即计算前5阶模态。
(3)在材料的模型的选择上选择线性各项同性材料模型MAT1。
(4)要指定好材料的弹性模量(EX=1lOGPa)、泊松比(PRXY=0.3)以及密度〇)ENS=7300Kg/m3)。此时要注意输入数据的单位,确保在换算后,时间单位为s。
5.3 模态分析结果
在最终计算结束后,根据发动机振型的对应情况,为了能使得两种缸体的振型相对应,避免发生同是前五阶振型无法相对应的情况,128mm缸径缸体求解了前六阶模态。求解后发现原方案缸体的第五阶振型和新方案缸体的第六阶振型相对应,故本文给出两种缸体对应的频率与振型。
扩缸前后发动机缸体的各阶振型形式如表6所示。
表6 新旧缸体振型对比表
前四阶模态,扩缸前后缸体振型对应较好,但在第五阶时,发生较大差异。与原发动机缸体第五阶振型想对应的是新发动机缸体第六阶振型。
扩缸前后发动机缸体的各阶振型形式如表7所示。
表7 新旧缸体振型对比表
扩缸前后缸体自由模态频率结果如表8所示。
表8 自由模态频率对比表
表9 新方案缸体相对于原方案缸体固有频率的减小比率
从上表可以看出,扩缸后发动机缸体固有频率都略有下降,但下降幅度不大。
而燃烧激振频率公式如下:
其中:F1为燃烧激振频率;i为缸数;n为发动机转速;T为冲程(2冲程/=2,4冲程/=4);
当最高转速(2300r/min)时,缸内爆发气体压力作用的激振频率为:
此频率低于缸体的一阶固有频率232Hz,说明新缸体能够避免由缸内气体爆发压力作用引起的冲击载荷而形成的共振。
6 结论
本文以汽车发动机扩缸后方案与原方案的对比为背景,对此款发动机,两种结构进行模态分析,并对该发动机扩缸前后缸体搭建静力分析模型,对两种方案的结构在极限工况下进行了静力分析对比,研究扩缸之后的缸体的变化情况。
从有限元模态的理论出发,结合发动机缸体的实际情况,分析原方案与新方案两种发动机缸体的振动特性。将各阶的固有频率到振型的对比,利用激振频率计算说明,说明了发动机的可靠性。
发动机是一个复杂的部件集合体,缸体作为发动机连接各部件的载体,其受力形式、连接关系都十分复杂。为得到更准确的结果,后续还需进行的工作:
(1)完善缸盖,飞轮壳、正时齿轮室、油底壳及底部加强板等部件模型,以便更准确的施加载荷与约束。
(2)建立曲轴、活塞等模型,进行缸体动力响应仿真,以便得到更接近真实情况的强度结果,为缸体改进方案提供合理意见。
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