搜索發(fā)動機(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 來源:仿真在線
有限元分析是利用數(shù)學(xué)近似的方法對真實(shí)物理系統(tǒng)(幾何和載荷工況)進(jìn)行模擬,通過劃分簡單而又相互作用的元素,即單元,用有限數(shù)量的單元去逼近無限未知量的真實(shí)系統(tǒng)的一種分析方法。
對于每一個離散的“單元”都有確定的方程來描述它在一定載荷下的響應(yīng),模型中所有單元的響應(yīng)的集合就是設(shè)計模型的總體響應(yīng)。一個模擬模型中包含的被確定方程約束的“單元”越多,該模型就越接近于真實(shí)系統(tǒng),在與高速發(fā)展的計算機(jī)技術(shù)相互融合后,運(yùn)用計算機(jī)進(jìn)行“有限元分析”輔助設(shè)計相比較單獨(dú)的實(shí)體試驗(yàn)更節(jié)約費(fèi)用,又可縮短設(shè)計開發(fā)的時間,創(chuàng)造出更高品質(zhì)、更可靠的產(chǎn)品。
1 問題描述
為對應(yīng)某型發(fā)動機(jī)曲軸后油封漏油現(xiàn)象,需在該款發(fā)動機(jī)曲軸第五軸承座位置追加一個回油孔,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)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中承受著經(jīng)由活塞連桿和曲軸傳遞來的強(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設(shè)計方案的模型進(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)變來體現(xiàn),并在軟件的功能選項中選擇運(yùn)用諧函數(shù)來解決模型中較為復(fù)雜的有限元分析問題;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)置智能劃分等級的精度,默認(rèn)為6級,本次分析選擇3級(級數(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 計算并加載
①計算活塞傳遞給曲軸的最大載荷
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式,發(fā)動機(jī)運(yùn)行時的最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為11度時,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)簡圖,MT為曲軸曲柄半徑T0為連桿長度,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)連桿傳遞來的最大壓力,β為偏心角,a為偏位角,θ為變量。
滑動軸承在軸承孔與軸頸之間形成一個環(huán)形縫隙,油液在環(huán)形縫隙中的流動是靠軸頸與軸承孔的相對運(yùn)動而形成的剪切流動。
滑動軸承內(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
可計算出偏位角。由于此次分析的是軸承座的強(qiáng)度,即只需計算圖5中x軸下方的力的分布情況,經(jīng)過起點(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節(jié)點(diǎn)上如圖7所示:
4 計算的最后求解
選擇將模型中各個節(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)證有限元計算的結(jié)果,對實(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)的方法通過對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:
通過測定該四組應(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)過上述的有限元數(shù)值模擬分析,驗(yàn)證了新設(shè)計的零件的強(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。
2、實(shí)機(jī)應(yīng)力測試的結(jié)果與理論計算的結(jié)果基本能夠吻合。
3、該有限元模型的簡化計算結(jié)果基本能夠滿足預(yù)測實(shí)體強(qiáng)度的精度要求
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