CAE 作為現(xiàn)代設(shè)計手段和核心技術(shù),可以滿足船用柴油機(jī)設(shè)計開發(fā)仿真分析的需求,一方面能夠從結(jié)構(gòu)、熱、流體、電磁等多個物理場綜合反映柴油機(jī)的內(nèi)在工作機(jī)理,比較分析對標(biāo)機(jī)型的性能,預(yù)測產(chǎn)品設(shè)計的合理性。另一方面,克服了傳統(tǒng)設(shè)計方式的不足,縮短研發(fā)周期,降低產(chǎn)品開發(fā)成本,極大地提升了產(chǎn)品研發(fā)效率。
Abaqus 作為一款功能強(qiáng)大的有限元分析軟件,不但能分析復(fù)雜的固體力學(xué)、結(jié)構(gòu)力學(xué)系統(tǒng),還能夠駕馭龐大復(fù)雜問題和高度非線性等問題,還可以進(jìn)行單一零部件的力學(xué)和多物理場的分析,以及系統(tǒng)級的分析和研究。
因此,本文將介紹在大功率船用中速柴油機(jī)開發(fā)過程的設(shè)計階段,利用 Abaqus 進(jìn)行主要零部件結(jié)構(gòu)仿真分析的情況,分固定件、運(yùn)動件和受熱零部件 3 種類型,涉及的零部件主要包括機(jī)體、連桿、缸蓋和缸套等。
整機(jī)變形分析
本文基于新開發(fā)的大功率船用中速柴油機(jī),其主要參數(shù)如下:
表 1 主機(jī)參數(shù)列表
整機(jī)有限元分析
建立整機(jī)模型,主要包括機(jī)架、主軸承、缸套、機(jī)架側(cè)蓋板、凸輪軸蓋板、缸蓋、缸蓋螺栓和油底殼等。總的單元數(shù)和節(jié)點(diǎn)數(shù)分別為~854,000 和~1,370,000,總重量~58,000kg。
圖1 整機(jī)模型
表2各部分有限元模型數(shù)據(jù)列表
機(jī)體靜變形
考察機(jī)體在自重作用下的變形情況,可得到在不同支撐位置的機(jī)架縱向相對變形,基準(zhǔn)點(diǎn)為曲軸中心線,測量點(diǎn)為軸承座(曲軸中心線投影)位置。通過結(jié)果比較,選取合適的主機(jī)支撐方案。
圖2整機(jī)支撐位置分析
接下來該模型還可以用于進(jìn)行整機(jī)的振動分析,模擬真實(shí)工作條件下整機(jī)的振動特性,以證明所開發(fā)的柴油機(jī)符合船級社規(guī)范的要求。由于本文主要介紹柴油機(jī)研發(fā)過程中ABAOUS的使用情況對此不再贅述。
固定件靜力學(xué)分析
在此以“機(jī)架靜力學(xué)分析”為例,考慮到建立全部的模型,需要的計算代價較大,因此選取2個缸段建立有限元,模型包含缸蓋(簡化)、墊圈缸蓋螺栓、缸套、機(jī)架、軸瓦、主軸承蓋、主軸承聯(lián)接螺栓等。進(jìn)行如下幾個方面的分析:
l 變形和應(yīng)力分析
l 關(guān)鍵部位的高周疲勞分析
l 接觸分析(接觸分離,相對滑動)
l 螺栓動態(tài)應(yīng)力分析
圖3機(jī)架應(yīng)力分析有限元模型
2.1 邊界條件
一端約束UX/UY/UZ3個方向,另一端用*EOUATION 約束。支座底平面全部固定。
圖4機(jī)架約束邊界條件
除了施加位移約束邊界條件外,還考慮各零部件之間的間隙和過盈配合等接觸邊界條件。
載荷
主要有氣體壓力、螺栓預(yù)緊力和軸承載荷。
計算工況
考慮 80%額定轉(zhuǎn)速,100%額定轉(zhuǎn)速,110%超轉(zhuǎn)速和 110%超負(fù)荷4種工況。
計算結(jié)果
機(jī)架應(yīng)力結(jié)果
選取關(guān)鍵部位的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力進(jìn)行應(yīng)力結(jié)果評價。
圖5 機(jī)架應(yīng)力云圖
接觸評估
評估所有載荷步下機(jī)架各部件間的最大接觸壓力。
圖6主軸承蓋接觸壓力分布云圖
接觸間隙
在全部載荷步中,最大的接觸開口情況如下圖所示。對于初始有間隙的部分,可允許接觸開口的發(fā)生。而若在主軸承蓋聯(lián)接螺栓與主軸承蓋的接觸部位有接觸滑移發(fā)生,是不能允許的。
圖7主軸承蓋接觸開口分布
螺栓動態(tài)應(yīng)力評估
螺栓動態(tài)應(yīng)力的評估一般采用參考規(guī)范的方法,分別對軸承蓋橫向螺栓、軸承蓋垂向螺栓、底腳螺栓進(jìn)行動態(tài)疲勞強(qiáng)度分析,經(jīng)計算,螺栓的安全系數(shù)分別為3.6、4.11和13.5(一般要求該值大于 2.0 即可)。
圖8螺栓動態(tài)應(yīng)力安全系數(shù)
運(yùn)動件力學(xué)分析
以連桿為例進(jìn)行分析。連桿是柴油機(jī)最重要的運(yùn)動件之一。連桿的長度變形將直接影響燃燒室壓縮比,彎曲變形還會導(dǎo)致摩擦加劇,引起相連接部件的損壞。對于船用連桿,其主要組成部分有:襯套、桿身、連桿大端、連桿大端軸承蓋、軸瓦及螺栓等。
計算目的
連桿主要承受的載荷有:氣體作用力、運(yùn)動件的慣性力、重力、摩擦力、彎曲載荷、裝配靜載等。其中,氣體力、慣性力導(dǎo)致連桿承受反復(fù)拉壓作用,易對連桿造成疲勞損壞,氣體力還使桿身受壓,甚至導(dǎo)致屈曲失穩(wěn)。
通過有限元計算,研究連桿在不同工況下的應(yīng)力及變形,并以此為基礎(chǔ)分析連桿的疲勞性能,評估軸瓦與連桿以及連桿各部分之間的接觸特性,此外,還要進(jìn)行連桿的屈曲分析,螺栓在動態(tài)受力情況下的應(yīng)力估算。根據(jù)計算結(jié)果,對連桿的設(shè)計進(jìn)行校核。
3.2 計算內(nèi)容
針對連桿主要開展下幾方面的仿真分析:
l 變形分析應(yīng)力分析
l 屈曲分析
l 接觸分析
l 螺栓動態(tài)應(yīng)力分析
l HCF高周疲勞應(yīng)力分析
圖8連桿模型
載荷工況
為了能比較全面的分析連桿組在不同工況下的應(yīng)力特性,并為后續(xù)的疲勞分析提供必要的數(shù)據(jù)總共定義了5個載荷步,每個載荷步都對應(yīng)著一種工況。
CASE1:100%螺栓預(yù)緊力定義兩個軸瓦之間的接觸時的過盈量:定義軸瓦和曲柄銷座的過盈量。CASE2:CASE1+570rpm下運(yùn)動組件慣性力(包括連桿和活塞組件),此轉(zhuǎn)速下柴油機(jī)的輸出扭矩最大CASE3:CASE1+600rpm下運(yùn)動組件慣性力(包括連桿和活塞組件),此轉(zhuǎn)速下為柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。CASE4:CASE1+635rpm下運(yùn)動組件慣性力(包括連桿和活塞組件),此轉(zhuǎn)速下為柴油機(jī)110%超負(fù)荷CASE5:CASE1+600rpm下運(yùn)動組件性力(包括連桿和活塞組件)+氣體最大爆發(fā)壓力。
計算結(jié)果
與機(jī)架靜力學(xué)分析結(jié)果類似,連桿分析結(jié)果主要包括最大主應(yīng)力、最小主應(yīng)力、MISES 應(yīng)力、接觸面壓應(yīng)力,接觸面分離、連桿的變形等。依據(jù)相應(yīng)規(guī)范對計算結(jié)果進(jìn)行評估,確定設(shè)計方案的可行性。篇幅所限,不再展開。
受熱部件
受熱部件主要包括缸蓋和缸套,氣缸蓋與缸套、活塞構(gòu)成燃燒室空間。在氣缸蓋內(nèi)一般有進(jìn)排氣道,冷卻水腔、起動閥、安全閥和燃燒室,并裝有配氣機(jī)構(gòu)和噴油器等零部件。在內(nèi)燃機(jī)工作過程中,缸蓋、缸套承受很高的交變機(jī)械負(fù)荷與熱負(fù)荷,是內(nèi)燃機(jī)工作條件最為惡劣的零部件之一。
對氣缸蓋和缸套進(jìn)行“預(yù)緊力、預(yù)緊力-熱應(yīng)力、預(yù)緊力-熱應(yīng)力-爆發(fā)壓力”3種工況下的熱-固耦合仿真分析,對氣缸蓋、缸套的應(yīng)力和變形進(jìn)行評估判斷設(shè)計是否滿足要求。
計算目的
評估缸蓋和缸套在熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷作用下的變形和強(qiáng)度。
計算內(nèi)容
1)熱分析
2)結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析
l 裝配載荷
l 熱負(fù)荷,熱分析結(jié)果
l 氣體壓力
3)疲勞分析
有限元模型
計算模型取一個單缸,如圖9所示。模型包含了缸蓋、缸套、墊片、刮油環(huán)、水套、機(jī)架(取部分結(jié)構(gòu))、噴油器組件、起動空氣閥組件、進(jìn)排氣閥和進(jìn)排氣閥座。
圖9缸蓋-缸套有限元模型
熱分析
初始熱邊界條件
確定相關(guān)零部件各部位的溫度和對流換熱系數(shù),主要有缸蓋底部燃燒面、缸套表面和冷卻水腔的熱邊界條件,缸蓋、缸套冷卻水側(cè)的換熱系數(shù)氣閥和閥座處、排氣和進(jìn)氣通道處的熱邊界條件。
熱分析結(jié)果
分別對不同零件進(jìn)行熱分析,得到熱固耦合分析的熱邊界條件,即缸蓋底部、排氣閥、缸套上部、冷卻水腔壁面的溫度分布。
應(yīng)力分析
邊界條件
(1)約束
對氣缸體的其中一側(cè)約束x方向,另一側(cè)則施加 EOUATION 對稱性邊界條件,如圖14的右圖所示,約束氣缸體側(cè)面的y方向(坐標(biāo)軸采用局部坐標(biāo)軸,y軸垂直氣缸體表面)對氣缸體底部約束方向。
圖14 位移約束邊界條件定義
間隙與過盈
由于涉及的零部件較多,且相互間配合關(guān)系不需要考慮各零部件之間的間隙或過盈配合,定義接觸關(guān)系。對于各個零部件的接觸在應(yīng)力計算中采用小滑移接觸,摩擦系數(shù)取 0.19。
載荷U螺栓預(yù)緊力
在缸蓋和缸套的有限元計算中,除了要考慮缸蓋螺栓預(yù)緊力對之的影響,還需考慮噴油器夾具螺栓、起動空氣夾具螺栓和壓力傳感器夾具螺栓的預(yù)緊力。
2)燃?xì)鈮毫?/span>
分別在缸蓋底部的燃燒面、缸套和刮油環(huán)的上部施加 P=250bar的爆發(fā)壓力。對于缸套和刮油環(huán)的內(nèi)表面,由于在豎直向下的方向上,氣體壓力會隨之遞減,所以在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計算中施加線性方程的壓力曲線。
進(jìn)氣閥座、排氣閥座和起動空氣閥座上施加燃?xì)鈮毫?,取最大爆發(fā)壓力。
計算結(jié)果
主要考察各工況下,缸蓋應(yīng)力分布、缸套變形和墊片受力情況。
(1)缸蓋應(yīng)力
應(yīng)力分析是評價缸蓋、缸套安全性的基本內(nèi)容局部應(yīng)力集中會引起缸蓋的熱裂,缸蓋受的應(yīng)力比較復(fù)雜,一般考察缸蓋在裝配狀態(tài)、熱負(fù)荷狀態(tài),熱負(fù)荷+爆壓狀態(tài)(如圖15和16所示)和卸載狀態(tài)下的最大(小)主應(yīng)力圖。
(2) 缸套變形
1)徑向變形
在缸套變形影響因素以及控制缸套變形方面:發(fā)現(xiàn)引起缸套變形的各種影響因素中溫度的影響起主要作用,其次是螺栓預(yù)緊力。所以在對缸套變形的分析中,主要考察冷裝配狀態(tài)和熱負(fù)荷狀態(tài)下缸套經(jīng)過傅里葉變換后的變形量。
圖 17 缸套變形
由上圖可以看出,缸套的最大徑向變形發(fā)生在第一活塞環(huán)位置處(h=89.5),由于受到外側(cè)冷卻水孔的結(jié)構(gòu)影響。最小徑向變形發(fā)生在缸套與機(jī)體接觸部位,變形大至成圓形狀態(tài)。在熱負(fù)荷工況時,缸套變形較大,最大膨脹的部位發(fā)生在缸套頂部h=0。在缸套的上部(h=0~340),缸套變形大至成圓形向外擴(kuò)張。在缸套下部(h=697~1038),缸套的變形大至成橢圓狀態(tài)。
2)徑向變形沿軸向分布
在氣缸套的軸線方向布置節(jié)點(diǎn)集,計算完成后取出這些節(jié)點(diǎn)的坐標(biāo),然后將其繪制在以缸套內(nèi)壁處于頂平面上的點(diǎn)作為原點(diǎn)的局部坐標(biāo)系下,得到缸套徑向變形沿軸向分布圖,基本可以反映缸套軸向變形的情況。
缸套變形經(jīng)過傅里葉變換后可以看作是所有階次下變形的疊加,不同階次對缸套變形的貢獻(xiàn)不同,通過上面傅里葉變換得到的各階幅值,找到對缸套變形影響較大的階次。這里同樣對冷裝配工況和熱負(fù)荷工沉進(jìn)行分析。
圖18傅里葉變換后各階次幅值下的缸套變形
圖中陰影區(qū)域?yàn)橄嗨茩C(jī)型的缸套在熱負(fù)荷工況下變形量,不同顏色的曲線分別表示缸套在冷裝配工況下和熱負(fù)荷工況下的徑向變形沿軸向分布可以看出第2階和第4階的幅值較大。
(3)接觸分析分別考察缸蓋墊片在冷裝配、熱負(fù)荷、熱負(fù)荷+氣體壓力和卸載工沉下的壓力分布。
圖19各工況下的墊片壓力
結(jié)論
綜上,基于仿真分析驅(qū)動的產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)正逐漸成為普遍現(xiàn)象,有限元軟件將會發(fā)揮越來越大的作用。隨著CAE應(yīng)用水平的提高,仿真結(jié)果也逐步接近實(shí)際狀態(tài),參考經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù),許多計算結(jié)果無須經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證。示例結(jié)果表明,ABAOUS以其強(qiáng)大的非線性分析功能,完全能夠滿足船用柴油機(jī)自主研發(fā)過程中對結(jié)構(gòu)仿真分析的需求。
資料來源:達(dá)索官方
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