（动力机械及工程专业论文）v型柴油机机体强度及缸套变形计算分析.pdf

摘要 机体是柴油机结构的骨架，起着支承和固定所有零部件的作用，工作中 受力状况非常复杂，其可靠性对整个柴油机的正常工作有着重要的影响。随 着柴油机功率的不断提升，对机体强度提出了更高的要求，所以在柴油机设 计过程中必须进行深入的计算和分析，对其结构的强度和刚度有一个较为准 确的估计，为合理地改进和优化设计方案提供依据。 有限元法作为一种通用的数值分析方法是目前研究复杂结构刚度和强 度等问题的最为有效手段之一，并且随着它在内燃机设计中的深入应用，大 大提高了零部件设计的可靠性，缩短了设计周期。 本文以4 0 12 v 型柴油机的机体和缸套为研究对象，对他们的强度和变形 进行有限元分析。首先对机体进行自由模态和约束模态计算，分析机体的固 有频率及对应的振型，并得到了机体约束模态时不同固有频率下的临界转速。 其次对机体主轴承壁强度进行计算分析，考核它在不同工况下应力分布、主 轴承孔变形以及疲劳强度，找到容易发生疲劳破坏的区域。然后利用b o o s t 软件进行热力过程仿真，将得到的缸内燃气平均温度、平均对流换热系数以 及进排气的平均温度作为边界条件，采用c f d 与f e a 耦合的方法得到机体 和缸套的温度分布。最后在获得温度场分布的基础上，对机体和缸套进行热 应力计算，考核机体的综合应力分布以及疲劳强度，并重点分析了缸套变形 及影响因素。 关键词：v 型柴油机；机体；有限元；强度；疲劳；缸套变形 a b s t r a c t t h ec y l i n d e rb l o c ki st h ef r a m e w o r ko fad i e s e le n g i n e i ts u p p o r t sa l lt h ec o m p o n e n t s a n da c c e s s o r i e s ，a l s oi ts u f f e r sf r o mv e r yc o m p l i c a t e df o r c ec o n d i t i o n s a n di t sr e l i a b i l i t y h a sa i li m p o r t a n te f f e c t0 1 1t h ep e r f o r m a n c e so fad i e s e le n g i n e ad e t a i l e da n a l y s i s ， c o m p u t a t i o no re x a c te v a l u a t i o no ni t ss t r u c t u r a ls t r e n g t ha n dr i g i d i t yi se s s e n t i a li nt h e p r o c e s so fd e s i g n i ti sh e l p f u lt oi m p r o v ea n do p t i m i z et h ed e s i g n ，a n dt h e na c h i e v ea s a t i s f a c t o r yd e s i g n t h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o di st h em o s tr e l i a b l ea n de f f i c i e n tm e t h o df o rc o m p l e x s t r u c t u r a ls t r e n g t hi s s u e t h ea p p l i c a t i o no ff e ae n h a n c et h er e l i a b i l i t yo fd i e s e lp a r t sa n d s h o r t e nt h ed e s i g nc y c l ei nt h ee n g i n ep r o j e c t t h es t u d yo f 4 012v - t y p ed i e s e le n g i n e sc y l h l d e rb l o c ka n dc y l i n d e rl i n e rw a sc a r r i e d o u tu s i n gf i n i t ee l e m e n tm e t h o d f i r s t ，t h ec a l c u l a t i o nw a sc a r r i e do u to nt h ef r e em o d a la n d c o n s t r a i n e dm o d a lr e s p e c t i v e l y a f t e ra n a l y s i so ft h eb l o c k 。sn a t u r a lf r e q u e n c i e sa n d c o r r e s p o n d i n gv i b r a t i o n ，t h ec r i t i c a ls p e e dw a sg o t a td i f f e r e n tn a t u r a lf r e q u e n c i e s t h e nt h e s t r e s s ，d e f o r m a t i o na n df a t i g u eo fm a i nb e a r i n gw a l lw e r ec h e c k e di nd i f f e r e n tl o a d c o n d i t i o n a n dt h ea r e ap r o n et of a t i g u ed a m a g ew a sf o u n d o n c ea g a i na f t e rt h et h e r m a l p r o c e s ss i m u l a t i o nt h r o u g hb o o s t , t h ea v e r a g eg a st e m p e r a t u r e ，c o n v e c t i o nh e a tt r a n s f e r c o e f f i c i e n ta n dt h ea v e r a g ei n t a k ea n de x h a u s tt e m p e r a t u r ew a sg o t a l s ot h et e m p e r a t u r e a n dc o n v e c t i o nh e a tt r a n s f e rc o e f f i c i e n to fw a t e rj a c k e tw a sg o tt h r o u g hs t a r - c d t h e n t h ec a l c u l a t i o no ft e m p e r a t u r ef i e l dw a sc a r r i e do u t ，a n dt h et e m p e r a t u r ed i s t r i b u t i o nw a s g o t a tt h em e a nt i m et h ec o u p l i n go fc f da n df e aw a sc a r r i e do u tt om a k et h er e s u l t m o r ea c t u a l l y f i n a l l yb a s e do nt h ec a l c u l a t i o no ft e m p e r a t u r ef i e l d ，t h ec a l c u l a t i o no f t h e r m a ls t r e s sw a sc a r r i e do u to nc y l i n d e rb l o c ka n dc y l i n d e rl i n e r t h es t r e s sa n dr a t i n e w a sc h e c k e d a n dt h ed e f o r m a t i o no fl i n e rw a st h ef o c u so fa n a l y s i s k e y w o r d ：v - t y p ed i e s e le n g i n e ；c y l i n d e rb l o c k ；f e a ；s t r u c t u r a ls t r e n g t h ；f a t i g u e ； d e f o r m a t i o n i i i 原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下， 独立进行研究所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论 文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本 文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本声明的法律责任由本人承担。 论文作者签名： 扭连 日期：呈盟呈三 关于学位论文使用授权的声明 本人同意学校保留或向国家有关部门或机构送交论文的印刷件和电子版， 允许论文被查阅和借阅；本人授权山东大学可以将本学位论文的全部或部分内 容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文和 汇编本学位论文。 ( 保密论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名： 扬凼 导师签名： 第一章绪论 柴油机作为一个系统工程，无论动力多么强劲、燃油多么经济、排放多么 环保，其在设计和工程应用中所面临的首要问题仍是可靠性问题，而可靠性主 要就是各零部件的强度和刚度问题【l 】。 1 1 课题研究背景及意义 机体作为柴油机所有零部件的支架，其结构形状和受力受热状态都十分复 杂。并且随着柴油机技术的不断提高，柴油机设计向着高效、可靠、轻量化等 方向发展，在设计与制造过程中稍有疏忽就可能导致机体在工作状态下出现裂 纹等损坏现象。因此机体的设计必须保证有足够的强度和刚度，从而保证机体 的安全以及与其他零部件之间的正确配合关系。对机体进行有限元分析，从而 保证机体具有足够的强度和刚度，是整个柴油机设计过程重中之重的工作和技 术关键点。 缸套作为柴油机重要的零件之一，它的变形直接影响活塞环的密封性能， 对柴油机的正常工作有很大影响。缸套在工作过程中产生的机械变形与热变形 将直接影响它与机体以及活塞之间的精密配合关系。缸套的应力和变形如果不 能控制在一定的范围内，势必破坏活塞与缸套间的正常间隙，间隙过小则拉缸， 过大则缸套受到的冲击力及振动加大，导致柴油机工作过程恶化，甚至直接损 坏柴油机。因此控制气缸套的变形，是保证气缸具有良好密封性和柴油机正常 工作的前提。 机体和缸套作为柴油机的重要部件，对它们进行设计和分析时，如果只是 依靠传统的经验设计和试验分析的方法，由于具体结构的差异性以及测量方法 的局限性，使得设计和分析受到很大的限制。而且机体在结构上分布着各种加 强肋、凸台、轴承孔、水套和油道孔，同时又与不同部件之间存在相互作用关 系，这种复杂的空间几何结构的力学情况需用复杂的数学模型来进行描述，并 且不可能得到理论解析解。尤其当机体处于工作状态时采用经典力学的方法来 获得内燃机结构强度和刚度问题的精确解更加困难。随着现代计算力学的发展 和大型有限元软件在柴油机设计过程中的应用，在柴油机研制开发工作中对零 件进行有限元分析己成为辅助设计的重要手段【2 】。 山东大学硕士论文 1 2 国内外研究现状 近年来随着对柴油机动力性和可靠性要求的不断提高，机体的工作条件愈 加苛刻，机体刚度、强度、疲劳问题以及缸套的变形问题变得更加重要。为了 使机体刚度和强度的预测更加接近实际，从而获得合理的机体设计，国内外许 多学者进行了大量的研究工作，取得了很多研究成果。 1 2 1 国外研究现状 在国外的柴油机设计工作中很早就利用了有限元技术，以有限元为代表的 c a e 技术在各设计部门起着越来越重要的作用。 在机体计算分析方面，德国大众公司m b i r t h 和s p a p e z 对某直列四缸水冷 柴油机机体作了静强度和模态分析，并在动态分析基础上预估了机体表面噪声。 他们对机体作静强度分析时，建模详全，不但考虑了曲轴、缸盖的影响，还考 虑了气缸盖衬垫的作用，得到的应力计算结果与实测误差只有5 1 0 【3 1 。 w a l t e r o t t 等人利用n a s t r a n 软件建立了某四缸直列发动机机体的四种不同 有限元网格模型。随后对这四个模型分别进行了自由模态分析，对比了它们各 自所需的c p u 时间，并与实际测试模态相比较，结果表明，使用板壳单元和实 体单元的模型较为合理【4 】。美国通用公司在柴油机的设计开发中已经将有限元 结构分析扩展到分析极限变形、燃烧引起的热应力以及诸多动态响应分析上， 并同试验、概念结合起来进行新产品新结构的优化【5 】。除此之外世界上其他的 主要柴油机生产厂商如t o y o t a ，n i s s a n 等广泛开展了柴油机零部件的有限 元分析，分析的零件小到橡胶密封圈，大到整个机体、缸盖，涵盖了所有需要 分析的零件【6 ，7 1 。 在缸套变形分析方面，早在上世纪八十年代国外研究机构便开始运用三维 有限元方法对缸套进行分析研究。其中，德国的f e v 公司采用电涡流传感器对 气缸套变形进行测量，同时该公司也采用了有限元方法对该问题进行分析，将 有限元分析结果和仪器测试结果进行对比发现两种方法所得结果基本一致【8 ，9 】。 c h i n h s i ul i 等人比较精确地计算出了缸套在发动机工作时及工作后冷却至室 温时的变形，并指出由于热引起的变形大于机械变形【l0 1 。丰田汽车公司采用 a b a q u s 软件，对工作状态下的1 5 l 丰田直列四缸机的气缸套变形作有限元 分析【1 1 1 ，由于气缸衬垫的两面分别与气缸盖、缸套及机体均有摩擦力，对气缸 2 山东大学硕士论文 内径变形有很大的影响，所以丰田公司对气缸衬垫的弹性特征作了分析，同时 该文认为温度是影响缸套变形的主导因素，并且该方法所得结果与测量结果基 本接近。同时f k o c h 1 2 , 1 3 】，l a w r e n c e 【1 4 1 ，a n t o n y 1 5 1 等人也在缸套变形方面做 了很多研究。 国外汽车企业在机体和缸套有限元分析研究方面己经达到很高的水平，很 多公司己经将计算机模拟分析作为其开发设计流程中的必要阶段。 1 2 2 国内研究现状 虽然国外的柴油机有限元分析已经达到了很高的水平，但由于商业上的原 因，国外各企业对其使用的相关数值模型、经验数据以及关键的技术细节是高 度保密的，而且在分析处理过程中相关问题的解决是长期经验的总结，特别依 赖于大量基础试验所得，所以国内在柴油机有限元分析方面与国外存在一定的 差距。但最近几年，国内各大汽车厂商与国外合作越来越多，同时也加大了与 国内高校的合作，充分利用了高校的研究力量，在有限元计算方面发展也十分 迅速，并且取得了丰硕的研究成果。 在有限元计算前处理方面，陈新波等人认为前处理过程将直接决定有限元 计算结果的准确性。详细阐述了i - d e a s 软件在薄壁干式气缸套的x n 2 1 0 5 型 柴油机机体有限元分析前处理中的具体应用，通过采取整体分块、手动局部加 密和自动划分网格相结合等技巧与方法建立了机体的有限元模型，对类似的设 计与分析具有借鉴意义【l6 1 。元成浩等人对c a 6 1 0 2 发动机气缸体进行了三维有 限元分析，介绍了计算模型的简化方法以及边界条件的求解方法【l 7 1 。 在机体模态分析方面，西安交通大学的王义亮先后对某四缸柴油机进行了 自由模态以及约束模态分析，得到了机体各部分振动的强弱分布以及抗振薄弱 区，揭示了不同频率范围内机体结构振动模态的特点，同时对比了约束模态和 自由模态的差别，得到了考虑约束边界条件时，机体模态分析对揭示机体结构 的动力学特点是非常必要的结论 1 8 , 1 9 】。 在机体主轴承壁强度计算方面，奇瑞汽车有限公司的杨万里建立了包括缸 体、框架、轴瓦、曲轴及连接螺栓的发动机主轴承座网格模型，通过分工况采 用不用的计算模型，保证了计算的收敛性和计算结果的准确性。并对改进后的 结构进行分析，使局部薄弱区域的刚度得到加强，满足了设计要求【2 0 1 。清华大 3 山东大学硕士论文 学的李嘉介绍了在进行主轴承壁计算时模型的选取及其计算过程【2 l 】；李红庆在 进行主轴承壁计算时，将计算工况分为：螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工 况和动轴瓦载荷工况三种，并分别对不同工况进行强度分析，这对进行主轴承 壁计算时工况的选择有重要指导意义【2 2 1 。 在机体静强度和变形方面，江苏大学曹茉莉利用有限元法进行计算并用试 验结果标定有限元计算模型，获得了较好的计算结果和结构改进的依据【2 3 】；山 东大学石秀勇对机体预紧状态和最高燃烧压力两种工况分析了应力和疲劳，为 多种方案进行评价提供了依据【2 4 】；华北工学院董小瑞重点评价了缸盖一缸套的 密封性【2 习；天津大学谢福林采用有限元与试验结合的方法，为机体改进设计提 供了必要依据 2 6 】；武汉理工的谢志强对机体和缸盖进行了较为全面的分析2 7 】； 天津大学的高文志对某柴油机模型建立、激振力选取以及约束条件选取进行了 说明【2 8 j ；北京理工的姚利民对机体横隔板断裂进行分析，得到了应力强度因子， 预测了裂纹扩展方向【2 9 】；马武福对某v 型机的强度和刚度进行了分析，介绍了 模型选择以及计算工况【3 0 】；江苏大学的赵莹在对机体进行有限元分析后，提出 了改进依据，并在实际中得到应用【3 1 1 。 在热机耦合计算方面，国内学者也做了很多研究。浙江大学王希珍等人针 对s 1 9 5 柴油机气缸套，建立了较为完整的数学和几何模型，以及相应合理的 边界条件，在此基础上对缸套的温度场进行了三维有限元分析，并用实测结果 来验证模拟计算的准确性，对缸套的热负荷及设计合理性进行了综合评定【3 2 1 。 山东大学刘永以缸盖为研究对象建立了柴油机冷却系统和缸盖的计算模型，利 用c f d 分别计算了水腔内冷却水在考虑与不考虑沸腾因素两种情况下的流动 和传热情况并对之进行了比较和分析。同时还进行了缸盖的热一机械耦合应力 分析，对缸盖的结构提出更改【3 3 1 。浙江大学的李婷对发动机活塞一缸套一冷却水 组成的流固耦合传热系统进行分析，在对流固耦合传热计算方法研究的基础上， 针对某6 1 3 0 发动机中活塞一缸套一冷却水系统进行数值仿真，所得结果相对试验 结果有较高精度【3 4 1 。 研究柴油机缸套变形问题，有限元方法与仪器测试相比，具有能够减少实 验次数、缩短研究时间和节省费用等优点，从而能提高效率，降低研究成本。 因此国内很多学者采用该方法来研究缸套变形：江苏大学的马庆镇等人利用有 限元分析的方法对y z 4 d e 柴油机整机组合件进行了结构分析，提出最大、最 4 山东大学硕士论文 小半径、最大、最小半径，同轴度等评价指标【3 5 】；曹茉莉采用了失圆度作为缸 套变形评价的准则【3 6 】；一汽集团的蒋文虎对实测缸套变形进行傅里叶变换，通 过对不同缸套在各阶次下幅值的比较，评价了缸套变形，实现了缸套的选优【3 7 】； 同济大学的曾金玲对缸套变形进行研究时，取出缸套不同高度的周向变形，也 通过傅里叶变换后的系数对缸套变形进行了评价【38 1 。 在缸套变形影响因素以及控制缸套变形方面，上海柴油机股份有限公司的 邱国平发现在引起缸套变形的各种影响因素中温度的影响起主要作用，其次是 螺栓预紧力，同时缸套凸出机体顶面的量对气缸垫密封压力有一定影响【3 9 】；曹 茉莉等人对非工作状态下6 110 型柴油机的气缸套变形进行了研究，提出了以下 减小缸套变形的建议：1 ) 所有缸盖螺栓预紧力同时降低，在保证可靠密封的前 提下，可望改善气缸套的变形；2 ) 适当加强机体对气缸套的支承，可减小气缸 套的变形【36 1 。在缸套参数优化选择上，华北工学院的杨世文等人通过分析重载 柴油机缸套在装配和使用中出现的问题，对缸套的多种改进方案，采用有限元 法实现了选优，并将优选的缸套应用至f 工程中【4 0 1 。 综上所述，国内外学者对机体和缸套做了较为详细的研究工作，但大都是 在直列机的基础上进行的，对v 型柴油机机体及缸套进行的有限元研究比较少。 同直列机相比，v 型柴油机的结构和受力更加复杂，机体的强度和刚度等问题 更加突出。因此建立v 型柴油机适当的有限元模型，分析机体的强度、刚度、 疲劳及缸套变形，可以发现机体设计中存在问题，不论对机体的设计还是改进 都有至关重要的作用。 1 3 本文主要研究内容 由于v 型柴油机结构和受力的特殊性，对v 型机进行有限元分析，可以帮 助我们找到v 型机在设计中的不足。本文以4 0 l2 v 型柴油机为研究对象，对其 进行强度、刚度以及变形分析，具体计算流程如下： 1 ) 运用有限元分析软件a b a q u s 对机体进行自由模态和约束模态计算， 考察机体各阶模态下的固有频率和振型，并得到了机体约束模态时不同固有频 率下的临界转速； 2 ) 对机体主轴承壁静强度进行考核，分析它在不同工况下应力分布、主 轴承孔变形以及疲劳强度，找到容易出现疲劳破坏的区域； 山东大学硕士论文 3 ) 运用c f d 分析软件对整机水腔模型进行流动传热计算，得到机体、缸 套和缸盖等的温度及对流换热系数分布；将获得的温度及对流换热系数映射到 有限元网格上作为机体热应力计算的温度边界，同时根据a v l b o o s t 软件计 算得到的部分参数结合经验公式对其他温度边界进行设置，得到机体及缸套的 温度场分布； 4 ) 在对温度场计算的基础上，对机体和缸套等部件进行热应力计算，得 到它们在不同工况下的应力分布，通过疲劳分析获得机体在不同工况下的安全 系数。然后通过对缸套圆度、同轴度、径向变形及径向变形沿轴向分布进行分 析，找到引起缸套变形的主要因素。 6 第二章柴油机机体模态分析 对柴油机机体进行模态分析不仅对机体的固有频率有了准确的掌握，而且 可以对机体振动、噪声的降低和产品的优化设计提供可靠的科学依据。基于这 一背景，我们应用有限元法对柴油机机体的自由模态和约束模态特性进行分析， 考察其固有频率范围及各阶模态的振型特征，找出振动中的薄弱区域。 2 1 模态分析模型 4 0 1 2 v 型柴油机机体结构比较复杂，机体分布有各种加强筋、凸台、轴承 孔、水套和油道孔，内有各种纵、横隔板，中间还布置进水和进气腔。出于模 态研究的目的，不需要采用非常详细的模型，同时由于计算规模较大，所以在 建立有限元模型时，对机体的部分特征进行了简化，如忽略一些小凸台、油孔 和圆角等。通过网格划分后得到有限元模型如图21 所示，网格类型采用1 0 节 点的四面体单元。 图2 i 模态计算模型 2 2 模态分析算法的选择 模态分析的主要算法有：向量迭代法、r a y l e i g n h r i t z 法( 简称r r 法) 、子 空间迭代法和l a n e z o s 法。向量迭代法及r r 法等可以求部分特征解，但不能 山东大学硕士论文 保证较好的精度；子空间迭代法和l a n c z o s 法是针对大型特征问题的有效解法， 不但保证了一定的精度，而且比较经济，把一些基本方法进行了有效结合，同 时也考虑到矩阵的特点，使算法进一步简化。而l a n c z o s 法虽跟子空间迭代法 类似，都是向量反迭代法和r - r 法相结合，但它结合得更巧妙，使计算过程大 大简化，以致对同样的问题，它比子空间迭代法快5 - 1 0 倍，是一种计算效率更 高的求解法h 1 ，4 2 ，4 ”。所以本文选用工程上常用的l a n e z o s 算法，利用a b a q u s 求 解器，进行固有频率和主振型的前3 0 阶模态求解。 2 3 自由模态计算结果及分析 所谓自由模态就是指机体不受任何外力作用，也没有任何约束限制，处于 自由状态时的模态，其结果显示出了机体各部分结构振动的强弱分布以及抗振 薄弱区。下面为机体自由模态固有频率及振型示意图。 3 7 63 2 i 恸 机体整体在y o z 平面的 一阶弯曲振动 ；藕翰 鞠麟 龋蟹强艮 叽体整体在x o z 平面的 3 9 7 3 9 = 阶弯曲振动 强翻 _ 帆体裙部两侧板铪x o z 平面反向一阶弯曲振动， 54 3 34 叽体顶部平板沿x o y 平 面弯曲振动 目“一 叽体裙部局部模态在目日目i 嗣l x o z 平面的弯曲振动 w 盛渤嘲墨黟s 豳i 山东大学硕士论文 8 4 7 68 7 4 8 38 3 要表现为机体裙部 部模态，裙部在 面的二阶弯曲振动 体顶部在y o z 平面 阶弯曲振动，裙部一 x o z 平面的二阶弯 动，另一侧为x o z 的一阶弯曲振动 05 j 25 e 体上半部分在y o z 的二阶振动，以及机 裙部在y o z 平面的 振动 体项部平板的中间 弯曲振动以及机体 的反向弯曲振动 通过计算得到机体的前3 0 阶自由振动固有频率分布在1 1 90 6 7 5 33 7 h z 范围内。由于机体是包含多个分隔室的箱体其中机体上半部分的刚度较好， 在工作时其顶部又有刚度较大的气缸盖，形成比较坚固的密封结构，而机体下 部轴承座部位的刚度较差，连接的又是刚度很差的油底壳，因此轴承座部分的 振动情况比机体上部严重。 山东大学硕士论文 概括地说，机体一般存在两种振动模式：整体模式和平板模式【4 4 1 。整体模 式为低频振动，机体呈现出整体的基本弯曲振动；而在高频振动中，不再出现 机体的整体弯曲振动，而是在轴承座局部产生弯曲振动，以及机体侧面及裙部 产生弯曲振动，即平板模式。 随着振动频率的改变，机体的振型可以划分为以下几种： 1 ) 第一阶到第四阶为机体整体的扭转和弯曲振动，对应频率范围为 1 1 9 0 6 3 9 7 3 9 h z ，在这类模态下，整个机体作为一个整体在进行振动。在第一 阶固有频率下机体作以曲轴轴线方向为中心的扭转振动，扭转中心处于冷却水 进水腔与主轴承壁的交界处，这与传统说法机体上部与主轴承壁交界处是机体 强度的薄弱地带是一致的。从强度观点来看，机体上部与主轴承壁的结合面处 受交变力的影响比较大，是疲劳破坏的危险点。在稍高的频率范围内，机体做 整体的弯曲振动，由于机体水平方向刚度低于垂直方向的刚度，所以首先出现 水平方向弯曲振动，而后才是垂直方向的振动，水平弯曲振动时，机体裙部的 两外侧板的振动相位基本一致，做同方向的振动；在垂直方向的弯曲振动时， 机体裙部的两外侧板的振动相位相反，而且出现主轴承座沿曲轴轴线方向的振 动。但是无论是水平弯曲振动或者是垂直弯曲振动，都是机体在长度方向上作 整体弯曲振动，因此可以称为整体模态。 2 ) 从第五阶到第七阶的自由模态振型图可以看出，整个机体虽然还在振 动，但是除了裙部和顶部平板有明显振动外，其他地方振动都不明显。第五阶 的模态振动分别发生在机体的裙部和机体的顶部平板处，在裙部为反向的一阶 弯曲振动，顶部出现沿y 轴方向的振动，反映了这两处的刚度弱于其他地方。 第六阶主要出现在裙部，其他地方相对较小。而第七阶表现为机体的裙部的二 阶弯曲振动，并带动机体上部有一定振幅的振动，影响范围要比前两阶大。第 十阶自由模态与第五阶出现的振型十分相似，他们的主要区别在于最大振幅位 置不同。 3 ) 第八阶和第九阶的自由模态表现为机体上部和下部分别在做不同形式 的振动，振动幅度各不相同。 4 ) 从第十一阶到十七阶的自由模态，各阶振型都出现了主轴承座的局部 模态，而且以主轴承座的局部模态为主。机体主轴承座做开合振动，不同阶次 下不同的主轴承座发生不同的振动，随着阶次的变大，振动强烈的主轴承座的 山东大学硕士论文 个数在增加，并且对机体裙部的影响也越来越大。这属于复杂的板式振动模态。 2 4 约束模态计算结果及分析 边界条件对机体结构的模态频率及振型有显著的影响。自由模态只是对机 体结构动力特性的一般的、总体的了解，若要求有比较准确的分析结果，则必 须考虑机体在实际安装条件的基础上，进行约束模态分析。 任何一个系统，如果它的连接方式发生了变化，那么它的动态特性也一定 随之改变。与自由模态不同的是，约束模态通过施加正确的边界条件，从而达 到能够正确反映机体的实际情况，并为机体振动响应分析做准备。 根据机体实际的安装情况，对机体底部四个安装位置进行固定约柬，计算 机体前3 0 阶模态，下面是机体在约束情况下的各阶模态频率以及变形情况 表2 , 2 约束模志计算结果 固有 阶敬频率示意图振型特征 h z 羹 由于底部约束，机体上部在 l1 6 74 雳甓需 z 轴正方向平移，越靠上的 部分平移量越大 ! 鞭_ m e固魅 i 姻 帆体整体在x o z 平面的一 21 7 64 3疆瞄 ! 飘礴 阶弯曲振动，在机体的上部 有较大位移 j l m _ ! 4 9 1 8 5 体顶部平板在y o z 平1 l 一阶弯曲振动，裙部一 o z 平面的弯曲振动，伴l ；主轴承壁沿z 轴的振动 5 0 19 2 体上部在x o z 平面的 振动并伴随着在y o z 的弯曲振动，以及裙 o z 平面的弯曲振动 体上部在x o z 平面高阶 弯曲振动伴随着所有主 承壁的弯曲振动 0 5 2 95 5 要表现为主轴承壁的局 模态以及裙部比较小的 曲振动 从结果计算可知，约束情况下的第一阶频率为1 6 74 h z ，高于自由模态下 的第一阶固有频率1 1 90 6 h z ，这主要是因为约束条件下机体整体的自由度减 小，因而刚度有所增加。 在增加约束的情况下，机体的各阶振动模态与自由模态之间存在着一定的 相似性：1 ) 约束模态下机体弯曲振动也呈现整体模式和平板模式；2 ) 因机体下 1 4 意嘲墓 山东大学硕士论文 部刚度相对较低，主轴承壁、机体裙部以及横隔板的振动比机体上部要严重； 3 ) 约束模态下同样存在几个主轴承座在轴向做往复的振动。 同时通过上面的分析可以得知，由于边界条件的不同，约束模态与自由模 态存在着明显的差别，可归纳如下g 1 ) 各阶约束模态的固有频率及振型与自由模态下的相同阶次有着显著的 不同； 2 ) 增加约束后，相似振型体现在两种模态不同的阶次上，如自由模态的 第一阶与约束模态的第三阶有相似的扭转振动； 3 ) 由于约束的作用，使得约束模态在约束区域局部振动要比自由模态小。 机体的固有频率与外界激振力频率如果相等，则会出现在该频率对应阶次 下的共振现象。本文主要分析约束模态时固有频率与柴油机发火频率之间的关 系，由柴油机机体的固有频率按照发火频率的计算公式反推出机体发生共振的 临界转速，只有柴油机的额定转速不与临界转速重合，柴油机在发火频率影响 下才不会发生共振现象。 柴油机发火频率计算公式为： 6 0 f x f n = 二o - 一 c 其中：，l 一一临界转速，r m i n ；产一固有频率，h z ；f 一一四冲程f 取2 ；c 一一 气缸数。由各阶固有频率，计算对应的临界转速如下表： 表2 3 机体共振临界转速刀 山东大学硕士论文 可见，考虑一倍频的情况，机体的一阶共振临界转速为1 6 7 4 r m i n ，机体额 定转速1 3 0 0 r m i n 远低于最低临界转速，不会出现共振现象。 2 5 小结 本章主要计算了机体的自由模态和约束模态，通过有限元方法得出两种模 态对应的固有频率和振型，并对比分析了两种情况下振型的不同以及形成原因。 同时通过约束模态固有频率反推出机体发生共振的临界转速，可以看出在一倍 频时，柴油机的额定转速均低于临界转速，不会出现共振现象。 1 6 第三章机体主轴承壁强度分析 主轴承壁是柴油机机体的主要承力部位，它同时受到螺栓预紧力、轴瓦过 盈以及曲轴传递来的爆发压力等作用力的影响，是柴油机中最容易失效的部位 之一。对主轴承壁进行有限元分析，考核它在不同载荷工况下的应力分布以及 疲劳强度是十分必要的。 3 1 计算模型 3 1 1 模型建立 在机体的有限元计算中，一般只在模态计算和振动噪声分析时才将机体作 为整体建立有限元模型。而进行机体强度分析时通常采用局部模型，即对机体 实体模型中切出的局部进行建模，确定边界条件和有限元计算工况。根据分析 的目的和要求不同，将柴油机机体用于强度分析的模型分为以下几种：单缸模 型、两个半缸模型、个单缸和两个相邻半缸模型、相邻两缸模型以及一个主 轴承壁模型【2 1 , 2 2 】。考虑到本次计算的4 0 1 2 v 型柴油机模型较大，结构比较复杂， 同时本次计算主要对主轴承壁强度进行考核，所以为了减小计算规模，建立主 轴承壁连同上面相邻4 个半缸的模型，同时建立主轴承盖、主轴承螺栓、横贯 螺栓、主轴瓦以及简易曲轴的有限元模型，分别对这些部件组成的有限元组合 结构进行分析。 3 1 2 网格划分 通过三维造型软件完成机体、主轴承盖、主轴承螺栓、横贯螺栓以及主轴 瓦的三维实体模型。在此基础上，进行网格划分及部分前处理工作，为了保证 计算的准确性，采用修正的1 0 节点四面体单元进行计算。对网格按照以下规则 进行划分： 1 ) 细化主轴承孔附近的网格，重点是各个过度圆角，尤其是加强肋的过 度圆角、主轴承座的内凹圆角等。在主轴承座的轴承孔附近，主轴承座与主轴 承盖的接触面、主轴承座与轴瓦接触面等处也划分比较密的网格； 2 ) 对要施加约束的所有边界以及不同部件之间的接触面进行网格控制， 保证这些面上的节点分布和位置满足施加约束的要求； 1 7 山东大学硕士论文 3 ) 忽略主轴承壁以上部分的过度圆角以及小的油道孔和螺栓孔，在对主 轴承壁计算精度不造成影响的前提下，对机体的上半部分划分较疏的网格； 4 ) 简化轴瓦模型，去掉油孔，同时采用简易曲轴来进行轴承载荷的施加。 建立网格模型如下，z 轴为曲轴轴向，x 轴为横贯螺栓方向。 3 1 3 材料属性 图3 1 主轴承壁计算模型 表3 1 材料属性 3 2 计算工况 为了考核不同载荷对主轴承壁应力分布及主轴承孔变形的影响，将螺栓预 紧力、轴瓦过盈以及曲轴载荷分别加载到计算模型上。在施加曲轴载荷时，考 虑到v 型机在工作过程中，同一主轴承壁在不同的时刻承受不同方向的载荷， 山东大学硕士论文 所以在对主轴承壁进行分析时主要考虑以下几种工况： 1 ) 预紧力工况，简称为l c l 2 ) 轴瓦过盈工况，简称为l c 2 3 ) x 轴正向施加曲轴载荷工况，简称为l c 3 4 ) x 轴负向施加曲轴载荷工况，简称为l c 4 5 ) 组合工况，l c i + l c 2 + l c 3 ，简称为l c 5 6 ) 组合工况，l c i + l c 2 + l c 4 ，简称为l c 6 3 3 边界条件及载荷的确定 3 3 1 约束边界条件 由于对主轴承壁进行考核时分别考虑了不同的影响因素对应力和变形的 影响，所以对机体在不同工况下施加的约束也不同。机体处于预紧工况( l c l ) 和主轴瓦过盈工况( l c 2 ) 时，对机体顶部垂直于y 轴的平板约束y 方向自由 度，同时对机体两侧截面，一侧约束z 轴方向自由度，另一侧约束其绕x 和y 轴的转动自由度。当存在曲轴载荷( l c 3 一l c 6 工况) 时，对施加曲轴载荷所对 应一侧的气缸项部平面约束其法向位移( 如图3 2 ) ，同时在该顶平面取出两 点约束其他两个方向位移，对机体两侧截面，一侧约束z 轴方向自由度，另一 侧约束其绕x 和y 轴的转动自由度。 3 3 2 接触边界条件 在机体主轴承壁模型中，包含有大量的接触关系，本文采用a b a q u s 软 件来模拟它们之间的相互关系，在软件中定义轴瓦与机体和主轴承盖之间、曲 轴与轴瓦之间、机体与主轴承盖之间采用小滑移弹性接触模型【4 5 1 ，螺栓与机体 和主轴承盖之间采用t i e 连接方式，具体各部件的接触关系设置如图3 2 所示。 1 9 山东大学硕士论文 勿f 氏r i 鼋 i t i e dc o n t a c t 横贯螺栓预紧力1 4 9 k n 圈32 边界条件 3 33 螺栓预紧力的确定 主轴承螺栓采用液压拉伸器进行预紧力的施加，所以在计算时直接将液压 拉伸器显示值加入到计算模型中，其值为6 3 6 k n 。横贯螺栓预紧力采用的是传 统的拧紧力矩法进行旆加，其预紧力计算过程如下h 6 】： 螺栓预紧力矩已知为：t y = 1 1 0 0 n 肌 由于螺栓预紧力矩印为预紧力毋和摩擦力臂的乘积： t y 2r ：x f y ( 3 一1 ) 而摩擦力臂玎取决于螺纹的特征参数( 直径d 、螺距t 、牙形角口) 、螺栓 头部与支承面之间的结合尺寸( 近似以扳手尺寸s 和螺栓螺纹直径替代) 以及 材料之间的摩擦系数( 螺纹之间的有效摩擦系数“、螺栓头或螺母与支承面之 间的摩擦系数口z ) 等。得到摩擦力臂玎的计算式如下： r = 05 ( d - o 6 5 ，) s e c 2 t a n ( a r c t a n n + 寺+ u 0 2 5 ( s “) 2 ( 3 _ 2 ) 通常情况下，s = i5 d 、口= 6 0 0 、f z0 i d ，于是可将上式化简为： 山东大学硕士论文 r f = 0 5 4 ( 比1 + o 0 3 ) a + 0 6 3 u 2 d 查机械工程手册，取摩擦副为钢与铸铁，无润滑时u 为o 2 0 3 ， 中取l = p 2 = 0 2 5 ，算得： r f = 0 5 4 ( 0 2 5 + o 0 3 ) o 0 2 4 + 0 6 3 x0 2 5 xo 0 2 4 = 7 4 0 9 x1 0 q 横贯螺栓预紧力为： 乃：垒：! ! q 垒；1 4 8 4 7 2 k n ( 3 3 ) 即在计算 ( 3 - 4 ) ( 3 - 5 ) 3 3 4 轴瓦过盈量的确定 主轴瓦过盈量按照下面的计算方法确定，其余装配过盈量参照图纸及其技 术条件确定4 7 1 。 ih 曲= h o + h y m i x t h 咪_ h 0 + h 一7 1 ( d 蛐一d o 血) 咱 其中：h o = 5 9 8 1 0 。6 d o ； o o2 贵； t = ( t - t 1 ) + 口t l ； h 一、h 血为曲轴主轴瓦的最大最小过盈量； t 、t 、t 。分别为轴瓦的实际壁厚、当量壁厚、合金层厚度； a 为折合系数，对巴氏合金瓦取0 2 ，铝基合金瓦取0 3 5 ，铜基合金瓦取 0 5 ； h 戤、h 疵为轴瓦口高出量具端面的最大最小距离； d 。为轴承座孔的直径；b 为轴瓦宽度。 通过查取图纸相关尺寸，计算获得轴瓦的半径过盈量为：0 0 9 9 8 0 1 2 7 m m ， 计算中取为0 1l m m ；同时根据图纸计算得到曲轴和轴瓦的半径间隙量为： o 0 8 0 1 2 7 m m ，计算中取o 1 m m 。 3 3 5 曲轴载荷的施加 本次计算模拟了机体处在最大爆发压力工况时主轴承壁的应力和变形，所 以选取最大爆发压力时对应的轴承载荷为计算加载值，其值为2 7 8 0 6 2 k n ，施 2 1 山东大学硕士论文 加方向沿着气缸轴线方向作用到简易曲轴上。 3 4 应力结果分析 3 4 1 预紧力工况应力分析 在预紧工况下，加入丁机体、主轴承盖、主轴承螺栓以及横贯螺栓，只考 虑主轴承螺栓以及横贯螺栓预紧力的作用，模拟机体主轴承壁在只有预紧力情 况下的应力和变形情况，得到计算结果如下所示： 国3 3l c i 工况z 轴正向最大主应力分布 图34l c l 工况z 轴负向最大主应力分布 在预紧力的作用下，主轴承壁在不同气缸方向的最大主应力分布不对称， 在图示2 与6 以及3 与7 处，由于加强肋高度分别相同，所以形成的应力分布 也基本相似，主轴承壁两侧应力分布不对称是v 型机与直列机显著区别。 图示2 与7 处为主轴承壁的对称面，2 处比7 处最大主应力分布范围大， 并且2 处在螺栓搭子附近应力值高于7 处，在2 处最大主应力值为8 5 m p a ，7 处最大主应力值为7 7 m p a ；8 处与1 处相比最大主应力分布范围大，同时最大 主应力值也高，这主要是由于加强肋的高度不同引起的。在1 、2 处中间的肋高， 使螺栓预紧力影响范围主要集中在2 处螺栓搭子附近，这样就形成在肋与螺栓 搭子之间区域的最大主应力值较大。而在7 、8 处中间的加强肋低一些，螺栓预 紧力沿着主轴承壁向上传递的部分相对较多，应力分布范围相对1 、2 处要大。 由于横贯螺栓的作用在机体裙部形成一定的拉应力，但其对主轴承壁的影响明 显没有主轴承螺栓预紧力大。 从上面分析发现，肋与螺栓搭子之间是预紧力的主要影响区域，其最大主 应力值明显高于其他地方。同时主轴承壁上加强肋高度的不同，直接影响了最 大主应力的分布。 与直列机相对比，主轴承壁上螺栓预紧力影响范围更大，并且应力分布更 加复杂，这主要由于v 型机加强肋的分布比直列机复杂引起的，同时v 型机加 强肋传递力的作用更加明显，加强肋高度的不同，形成的应力分布明显不同。 幽3 5l c i 工况z 轴正向最小主应力分布 机体在预紧工况下，最小主应力分布比较对称，在机体与主轴承座接触的 部位出现了较大的压应力，最大值3 2 7 m p a 。由图可以看出，最小主应力主要 出现于轴承座附近，主轴承盖上应力值要高于机体。同时在螺栓与机体以及螺 栓与轴承盖的接触面上产生较大的应力，这是由于计算是按照弹性材料的假设 进行的，没有考虑材料的塑性变形。 8 42 轴瓦过盈工况应力分析 由于轴瓦在安装前，首先要在没有装轴瓦时拧紧螺栓，然后对主轴承孔镗 孔，所以在分析轴瓦过盈对主轴承壁应力和变形的影响时，采用不加螺栓预紧 力，只加轴瓦过盈量的方法来计算。 由过盈工况的应力云图可以看出，在主轴瓦过盈的作用下，主轴承座受到 相对较大的最大主应力，离主轴瓦越远，最大主应力值越小，由于加强肋传递 力的作用，最大主应力主要分布在肋的周围，轴瓦过盈的影响范围较小。 圉3 6l c 2 工况z 轴正向最大主应力分布 34 3 曲轴载荷工况应力分析 图37 和图38 为只加载曲轴载荷时，机体和主轴承盖的应力分布。由于 曲轴载荷的作用方向与y 轴成3