柴油機作為常用的熱能動力機械，在運行過程中其機體、缸蓋等部件承受相當(dāng)高的機械負(fù)荷，必須滿足可靠性耐久性方面的要求［1］。

 

機體作為發(fā)動機的骨架，其它所有的零件都是直接或間接安裝到它上面，因而其強度，剛度對發(fā)動機的性能及可靠運行都有決定性的影響。缸孔的變形大小及形式，對于和活塞的配合及機油消耗都有重要的影響。因此，對機體進行強度校核及變形分析，對發(fā)動機性能的改進提升有重要意義。機體是鑄造的箱體零件，其結(jié)構(gòu)相當(dāng)?shù)膹?fù)雜，有各種加強筋，凸臺，水套，油道等分布其中。不僅如此，其受力也是很復(fù)雜的，因而傳統(tǒng)的方法對機體的分析很難得到較為精確的結(jié)果，缺乏指導(dǎo)意義。有限元法作為一種通用的數(shù)值分析方法，是目前研究結(jié)構(gòu)受力問題最為可靠和有效的方法［2］。

 

本文運用大型非線性有限元軟件 abaqus，對 493 柴油機機體及相關(guān)零件的組合體進行了有限元分析，考慮了其它零件對機體的影響，得到了機體的應(yīng)力和應(yīng)變分布，據(jù)此對機體進行了強度校核。本文還利用快速傅立葉變換（FFT）對缸孔的變形進行了分析，得到缸孔不同階次下的變形。

 

1 有限元模型建立

1.1 結(jié)構(gòu)的離散

機體、氣缸蓋模型很復(fù)雜，而且具有一定的對稱性。一般只在模態(tài)計算和振動噪聲分析時才建立完整模型。做強度分析時通常采用部分模型，利用其相對對稱性，從整個模型上切出局部進行有限元建模及分析。根據(jù)分析目的和要求，用于強度分析的機體模型分為 5 種［3］，

即單缸模型、兩個半缸模型、一個單缸和兩個相鄰半缸模型、相鄰兩缸模型（包括第 1 缸或者最后 1 缸）、整機。

 

本次分析采用一個單缸和兩個相鄰半缸模型，相應(yīng)地，缸蓋也取一個單缸和兩個半缸。其它部件取相應(yīng)的部分。由于機體是本次分析的主要對像，又因為其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，所以用較細(xì)的十節(jié)點四面體劃分，并對重點區(qū)域進行適當(dāng)加密。主軸承蓋也是主要部分，用較細(xì)一階六面體劃分。缸蓋，氣缸墊及螺栓用相對較粗的網(wǎng)格劃分，最后裝配到一起。需要說明的是，如果要模擬螺紋連接細(xì)節(jié)需要將單元劃得非常細(xì)，造成很大的單元數(shù)量，而且與整個模型的單元大小很不協(xié)調(diào)，造成計算資源的極大浪費，因而在本文中，采用的是簡化劃法，將螺紋面簡化為圓柱面。整個模型單元數(shù)為 272618，節(jié)點為 471774。

 

 

圖 1 有限元模型

 

1.2 模型材料

除了氣缸墊外，所有的部件材料都為線彈性材料，只需定義材料的楊氏模量及泊松比。

 

氣缸墊為多層金屬結(jié)構(gòu)，在厚度方向的行為表現(xiàn)為墊片壓力和墊片閉合距離間的關(guān)系，是高度非線性的。以往一般將其處理為各向同性的線性材料［4］，顯然這樣是不準(zhǔn)確的。在此，將氣缸墊分為氣缸墊本體，燃燒室密封圈，水道密封圈，并分別定義不同的壓力、閉合關(guān)系。

 

1.3 組合結(jié)構(gòu)的有限元處理

組合體中涉及到許多零件之間的相互接觸關(guān)系。接觸問題是一個高度非線性問題。在這里運用小滑移罰函數(shù)法的無穿透接觸約束。

 

由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，相互接觸的關(guān)系很多，為了能使計算快速收斂，將一些不重要的接觸作了簡化。具體的結(jié)構(gòu)連接及相互作用關(guān)系見表1。

 

模型的坐標(biāo)設(shè)置為：以主軸承孔軸線為 Y軸，氣缸軸向為 Z 軸，主軸承孔中心指向無凸軸軸孔的一側(cè)為 X 軸。

 

表 1 模型中的相互作用關(guān)系

 

 

 

2 邊界條件

有限元分析的準(zhǔn)確性，嚴(yán)重的依賴模型的質(zhì)量與邊界條件的準(zhǔn)確性。本文建立了精確的計算模型，同時也力求邊界條件符合實際情況。

 

2.1 位移約束

在氣缸蓋螺栓、氣缸蓋、氣缸墊、機體等部件的對稱面上施加對稱約束邊界條件。在機體兩側(cè)發(fā)動機支架安裝凸臺處施加固定約束邊界條件。另外，由于接觸模擬是一個高度非線性的問題，為了能使計算快速收斂，在初始分析步時，還在氣缸蓋側(cè)面，主軸承蓋底面增加了臨時的約束邊界條件。

 

2.2 載荷邊界條件

由內(nèi)燃機工作原理可知，當(dāng)氣缸內(nèi)混合氣燃燒時，巨大的氣體壓力作用在缸蓋底面，并通過缸蓋螺栓使機體受到向上的拉力；作用在活塞頂面的壓力通過曲柄連桿機構(gòu)傳遞給主軸承。當(dāng)然主軸承還要承受由活塞連桿等運動產(chǎn)生的往復(fù)慣性力。結(jié)構(gòu)的受力分析如圖 2 所示。

 

 

圖 2 模型受力簡圖

 

計算分兩個工況：一是螺栓預(yù)緊工況，二是最大爆發(fā)壓力工況?？紤]的載荷有以下幾種。

 

（1） 螺栓預(yù)緊力

發(fā)動機缸蓋螺栓的預(yù)緊采用的是扭矩加轉(zhuǎn)角的方法，主軸承蓋螺栓采用的是扭矩法。通過經(jīng)驗公式［6］可以換算得到螺栓軸向預(yù)緊力分別為 45KN、65KN。

 

（2） 最大爆發(fā)壓力

根據(jù)實驗測得的缸內(nèi)氣體壓力曲線，取標(biāo)定功況下的最大燃?xì)鈮毫?/span> 11.8MPa 作為載荷，施加到氣缸蓋的火力面。

 

（3） 主軸承載荷

由發(fā)動機動力學(xué)，可計算得到作用在兩個主軸承座上的載荷大小及方向。其中第二主軸承座上載荷大小為 39KN，第三主軸承座上載荷大小為 15KN。載荷按經(jīng)典方法，在周向 120度余弦分布，軸向線性分布加載到軸瓦表面。

 

3 機體強度校核

3.1 機體靜強度

根據(jù)以上模型及邊界條件，計算得到機體的應(yīng)力分布。對靜強度來說，一般來說，工程上僅考慮最惡劣的工況［7］。本文選擇機體受最大爆發(fā)壓力工況作為較核工況。其應(yīng)力分布見圖 3，從總體上看，除了與缸蓋螺栓，主軸承蓋螺栓連接處由于螺紋簡化造成局部高應(yīng)力外，整個機體的應(yīng)力水平都比較低。第一主應(yīng)力基本在 160MPa 以下，遠低于材料的許用應(yīng)力。

 

需要說明是，機體頂面主要承受壓應(yīng)力，但是由于壓力分布不均，頂面產(chǎn)生翹曲，進而產(chǎn)生復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)，在螺栓孔，水孔等邊緣產(chǎn)生較大的拉應(yīng)力，最大應(yīng)力為 184MPa。主軸承蓋的危險點位于螺栓支承平面與軸承外緣的過渡圓角處，最大應(yīng)力為 139MPa。機體材料的最小抗拉強度為 240MPa，因而，結(jié)構(gòu)的靜態(tài)安全強度是滿足工程要求的。

 

 

圖 3 機體及主軸承蓋應(yīng)力分布

 

3.2 機體疲勞強度

機體承受燃?xì)獗l(fā)壓力和活塞連桿等往復(fù)慣性力等交變載荷的作用，多發(fā)生疲勞破壞，因此有必要對機體的疲勞強度進行校核。本文采用專門的疲勞分析軟件進機體疲勞強度進行分析。將應(yīng)力計算結(jié)果導(dǎo)入疲勞分析軟件，以預(yù)緊力工況和最大爆發(fā)壓力工況構(gòu)成應(yīng)力循環(huán)，設(shè)置好機體的材料疲勞參數(shù)和表面處理方式，計算得到機體的疲勞安全系數(shù)。圖 4 為機體疲勞安全系數(shù)云圖。

 

 

圖 4 機體及主軸承蓋疲勞安全系數(shù)分布

 

從圖上可以看出，機體的疲勞強度基本上在 2 左右。其中最小值為 1.02，發(fā)生在機體頂面螺栓孔，水孔邊緣，這和靜力分析結(jié)果一致。主軸承蓋最小疲勞安全系數(shù)為 1.3。因為我們考慮的是發(fā)動機在最惡劣的工況下的疲勞強度，最小值為 1.02，說明此機體的疲勞性能滿足工程要求。如果發(fā)動機還要繼續(xù)強化，比如增大爆發(fā)壓力和轉(zhuǎn)速，那么機體頂面的強度就是要特別關(guān)注的地方。

 

4 缸孔變形分析

4.1 缸孔變形分析意義

影響缸孔變形的主要原因有三個，一是缸孔本身的剛度，二是缸蓋螺栓的預(yù)緊力大小，三是氣缸墊的特性。

 

過大的缸孔的安裝變形，將會影響活塞環(huán)與缸孔磨擦副在工作過程中的潤滑情況，造成刮油效果差，過多的機油被消耗掉，并造成活塞環(huán)過度磨損，從而影響發(fā)動機的性能。因而控制缸孔的變形是控制機油消耗的重要一環(huán)。特別是在初始設(shè)計的時候，可以通過有限元方法，在沒有實物樣機的情況下，預(yù)測缸孔的變形情況，為發(fā)動機的設(shè)計提供重要的設(shè)計依據(jù)。

 

4.2 缸孔縱向變形

在次推力側(cè)為起點的四個方向上（每個方向間隔 90°）沿缸孔縱向取 4 條直線，讀出直線上各點的變形數(shù)據(jù)，得到圖 4、圖 6，單位為μ m。圖 5，圖 7 為實驗值。

 

 

圖 4 XZ 平面缸孔縱向變形

 

 

圖 5 實測 XZ 平面缸孔縱向變形

 

 

圖 6 YZ 平面缸孔縱向變形

 

 

圖 7 實測 XZ 平面缸孔變形

 

從分析結(jié)果可以看出，缸孔縱向變形最大值約為 0.015mm（圖 4 右側(cè)圖第一個點大于0.015mm，但由于實際機體在此處有一個 0.5mm的導(dǎo)角，因而這一點不考慮）。對比同類機型的變形量，其縱向變形量在工程允許的范圍內(nèi)。說明缸蓋螺栓的擰緊力矩基本合理。圖 5、7 是使用 AVL公司的專用設(shè)備測得的缸孔縱向變形圖。從圖上可以看出，實驗和仿真結(jié)果在變形趨勢上是相同的，數(shù)值上有一些差別。這主要是因為缸孔加工的時候就存在一定的誤差以及測量系統(tǒng)本身的誤差造成的。另外由于實際測量時，測量探頭不能不能安裝主軸承蓋，所以下部分（約 140mm 以下），缸孔的變形有所不同。

 

4.2 缸孔等高線失圓度

沿缸孔向下，在活塞的行程范圍內(nèi)，作一系列平行于 XY 平面的截面，從有限元計算結(jié)

果中讀出這一系列截面上節(jié)點的徑向變形，得到圖 8。

 

 

圖 8 各個高度截面上缸孔徑向變形

 

 

 

Umax i 即為第 i 諧次幅值。其中 0 階表示同心膨脹或是收縮，1 階表示圓的偏心，2 階表示橢圓形狀的變形。圖 9 為 1 到 6 階變形示意圖。由于活塞環(huán)有一定的彈性，對 0 階的同心膨脹有很好的適應(yīng)性，因而通常不考慮 0 階變形的影響。變形階次越高，活塞環(huán)就越不容易填補這樣的變形，但相應(yīng)地，高階次的幅值會變小，因而一些知名的發(fā)動機設(shè)計公司，如AVL，一般都分析 2 到 6 階的變形，其中 2 階變形對于機油消耗影響最大。

 

 

第 1 階 第 2 階 第 3 階

 

 

第 4 階 第 5 階 第 6 階

圖 9 傅立葉分析各階變形圖

 

圖10為經(jīng)過FFT變換后得到到各高度下各階次的變形情況。從圖中可以看出，缸孔 18mm以上以一階變形為主，幅值最大為 11.2μ m。缸孔下部以 2 階，4 階變形為主，其中 2 階最大幅值為 13.4μ m，低于工程設(shè)計值，滿足工程應(yīng)用要求。

 

 

圖 10 傅立葉分析各階變形圖

 

5 結(jié)語

 （1）應(yīng)用三維有限元方法，細(xì)致的模擬了各個部件間的接觸關(guān)系，對機體組件進行結(jié)構(gòu)強度分析。

 （2）機體的強度分析表明，機體強度大部分地方都處于低應(yīng)力水平，強度滿足設(shè)計要求。機體頂面水孔，螺栓孔附近應(yīng)力相對較大，如果考慮進一步強化發(fā)動機，需要對機本頂面做改進，如增加頂板厚度或是對螺栓孔，水孔邊緣進行強化處理。

 （3）缸孔的安裝變形分析表明，缸孔周向變形以 2 階為主，幅值為 13.4μ m，滿足工程應(yīng)用要求。

 （4）本文所應(yīng)用的分析方法可在發(fā)動機開發(fā)階段對機體強度進行評估，對氣缸蓋螺栓的設(shè)計，氣缸墊的設(shè)計選擇都有重要的指導(dǎo)意義。

 

資料來源：達索官方