發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承座回油孔強(qiáng)度校核的有限元分析

2013-06-18  by:廣州有限元分析、培訓(xùn)中心-1CAE.COM  來(lái)源:仿真在線

1 問(wèn)題描述
   
為對(duì)應(yīng)某型發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸后油封漏油現(xiàn)象,需在該款發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸第五軸承座位置追加一個(gè)回油孔,如圖1所示位置以降低其周圍機(jī)油壓力,從而降低機(jī)油從后油封位置漏出的可能性.由于軸承座在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中承受著經(jīng)由活塞連桿和曲軸傳遞來(lái)的強(qiáng)大載荷,所以鉆孔后的軸承座的強(qiáng)度是否能夠滿足發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)的要求是必須考慮的因素,因此,在制造實(shí)體零件之前,先利用ANSYS軟件運(yùn)用有限元分析的方法對(duì)設(shè)計(jì)方案的模型進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2 創(chuàng)建有限元模型
   
首先將在CATIA中繪制完成的打孔后第五軸承座的三維實(shí)體模型導(dǎo)入到ANSYS分析軟件中,如圖2所示:

并選擇軟件中的結(jié)構(gòu)分析模塊,這樣結(jié)果將以各單元格的應(yīng)力和應(yīng)變來(lái)體現(xiàn),并在軟件的功能選項(xiàng)中選擇運(yùn)用諧函數(shù)來(lái)解決模型中較為復(fù)雜的有限元分析問(wèn)題;選擇劃分單元格的類型為"10節(jié)點(diǎn)四面體單元",因?yàn)樵撔桶l(fā)動(dòng)機(jī)的軸承座材質(zhì)為HD2 or HS1-T4(鋁材),所以設(shè)置材料屬性的彈性模量為68Gpa,泊松比為0.34(各向同性);最后設(shè)置智能劃分等級(jí)的精度,默認(rèn)為6級(jí),本次分析選擇3級(jí)(級(jí)數(shù)越低,精度越高,運(yùn)算量越大),得到節(jié)點(diǎn)數(shù)為136657,單元格數(shù)為88415如圖3所示:

3 計(jì)算并加載
   
①計(jì)算活塞傳遞給曲軸的最大載荷
   
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式,發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)的最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為11度時(shí),大小等于(壓縮比x8-5)。將壓縮比和活塞直徑代入得到活塞承受的最大壓力N約為33000牛。

圖4為曲軸連桿機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖,MT為曲軸曲柄半徑T0為連桿長(zhǎng)度,MN為曲軸和缸孔的偏心距,點(diǎn)L為活塞上止點(diǎn)位置,LMT等于11度。設(shè)此時(shí)MT與豎直方向的夾角即為偏心角β,則活塞經(jīng)連桿傳遞給曲軸的最大壓力

    求解圖4中三角形可得
       
    P=32000(牛),P =15.5(度).

    ②計(jì)算軸承座上的載荷分布
       
    軸承座上的載荷分布如圖5所示
   
    P為活塞經(jīng)連桿傳遞來(lái)的最大壓力,β為偏心角,a為偏位角,θ為變量。
   
滑動(dòng)軸承在軸承孔與軸頸之間形成一個(gè)環(huán)形縫隙,油液在環(huán)形縫隙中的流動(dòng)是靠軸頸與軸承孔的相對(duì)運(yùn)動(dòng)而形成的剪切流動(dòng)。
   
    滑動(dòng)軸承內(nèi)的壓強(qiáng)分布為:

首先根據(jù)軸承的特性參數(shù)來(lái)確定軸承的偏心率εe特性參數(shù)

可以得出εe,將其代入公式2,并將公式2的函數(shù)關(guān)系導(dǎo)入到MATLAB計(jì)算軟件中就可以得出壓力隨角度的變化關(guān)系曲線,再由

可計(jì)算出偏位角。由于此次分析的是軸承座的強(qiáng)度,即只需計(jì)算圖5中x軸下方的力的分布情況,經(jīng)過(guò)起點(diǎn)變換后,可得出在軸承座上的壓力隨角度變化的分布情況如圖6所示:

    ③力的加載
 
首先對(duì)模型中螺栓孔的底端進(jìn)行全自由度的約束,然后軸承座的受力情況按圖6中力的分布形式進(jìn)行離散式的加載,力加載在軸承座面的各個(gè)節(jié)點(diǎn)上如圖7所示:

4 計(jì)算的最后求解
   
選擇將模型中各個(gè)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力以云圖的方式顯示如圖8所示:

由應(yīng)力云圖可以清楚的看出主軸承座上所受的最大等效應(yīng)力并非出現(xiàn)在新鉆的回油孔附近,而是出現(xiàn)在螺栓孔位置,其大小為d1而軸承座材料的抗拉強(qiáng)度極限為422Mpa,屈服極限為275Mpa,故安全系數(shù)為d21xd3?；赜涂赘浇淖畲髴?yīng)力為0.28 Xd3,安全系數(shù)為d4=9.82。

5 實(shí)機(jī)的應(yīng)力確認(rèn)
為了驗(yàn)證有限元計(jì)算的結(jié)果,對(duì)實(shí)機(jī)主軸承座回油孔附近的應(yīng)力情況進(jìn)行了確認(rèn)。確認(rèn)的方法通過(guò)對(duì)軸承座的回油孔附近布置四組應(yīng)變花,應(yīng)變花的布置方式如圖9所示:

    通過(guò)測(cè)定該四組應(yīng)變片的應(yīng)力,再采用線性外推的方法得到回油孔周圍的應(yīng)力值如圖10所示:

回油孔周圍的最大應(yīng)力為25.97MPa,與有限元計(jì)算的28MPa的數(shù)據(jù)較為吻合,其偏差為7.25%,基本可以滿足精度要求。
   
6、結(jié)論
   
    1、經(jīng)過(guò)上述的有限元數(shù)值模擬分析,驗(yàn)證了新設(shè)計(jì)的零件的強(qiáng)度仍然滿足要求,為新實(shí)體的強(qiáng)度提供了理論的預(yù)測(cè)。
   
    2、實(shí)機(jī)應(yīng)力測(cè)試的結(jié)果與理論計(jì)算的結(jié)果基本能夠吻合。
   
    3、該有限元模型的簡(jiǎn)化計(jì)算結(jié)果基本能夠滿足預(yù)測(cè)實(shí)體強(qiáng)度的精度要求

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