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内燃机主轴承座的ABAQUS强度分析是嘛

发布时间:2021-07-21 23:21:40 阅读: 来源:路由器厂家
内燃机主轴承座的ABAQUS强度分析是嘛

内燃机主轴承座的ABAQUS强度分析

摘 要:本文用ABAQUS软件进行了内燃机主轴承座的强度分析,计算模型包括缸体、框架、螺栓、轴瓦和曲轴轴颈,计算工况包括螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况,计算结果表明轴瓦孔变形小,能满足最小油膜厚度的要求;螺栓座与框架之间连接处应力大于材料的强度极限,应加大圆角。

关键词:内燃机;主轴承座;ABAQUS

1 序言

为了保证发动机主轴承座设计的可靠性,需要对主轴承座进行强度分析。主轴承座的计算模型如图1所示,由两缸中间截面之间的部分组成,具体的零件有缸体、框架、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦和曲轴轴颈。

2 有限元模型的建立

2.1 整体坐标系的定义

整体坐标系采用右手法则的直角坐标系,如图1,坐标系的中心在曲轴的中心,X轴的方向与曲轴同向,Y轴在发动机的侧向,Z轴与气缸同向。

2.2 主轴承座有限元模型

主轴承座有限元模型的建立采用前处理软件HyperMesh和Patran来完成,然后用ABAQUS软件进行求解。所用单元是二阶的10节点四面体单元,如图1所示。表1为计算汽车发动机主轴承座所需的零件、单元数(二阶四面体)和节点数。表 1 各零件单元数和节点数

图1 整体坐标系

2.3 材料数据

各零件的材料数据见表2。

3 边界条件和载荷

本文对发动机的3个载荷工况进行了计算和分析同时润滑油泵还可以对脉动器进行快速充油,即螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况。

3.1 通用边界条件的处理

图2所示,在两对称面A、B上施加对称边界条件,即所有节点X=0。

图2 对称边界条件

3.2 螺栓装配载荷工况

零件:框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓

具体的边界条件见图3。

图3 螺栓装配载荷工况边界条件的处理

3.3 轴瓦装配载荷工况

零件:框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦

具体的边界条件见图4。

图4 轴瓦装配载荷工况边界条件的处理

3.4 动轴瓦载荷工况

零件:框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦、曲轴

具体边界条件见图5。

图5 动轴瓦载荷工况边界条件处理

4 结果分析

在前处理软件中将边界条件、材料特性等定义好之后,产生INPUT文件,再用ABAQUS软件求解,将求解结果再调入前处理软件进行结果后处理。其中的接触求解为非线性稳态求解。

4.1 变形结果

主轴承座的整体变形如图6至图13,变形值都比较小,都是可接受的。

图6 螺栓预紧力最大时的整体变形量

图7 螺栓预紧力最大时变形最大的位置

螺栓预紧力分别为45.5kN、43kN的工况下,变形最大值都出现在螺栓头和框架接触处,最大值分别为0.0453mm,0.0429mm,变形值较小,是可接受的。

图8 整体变形量(轴瓦过盈量为66μm)

图9 变形最大的位置(轴瓦过盈量为66μm)

轴瓦过盈量为66μm时,变形最大值出现在下并且很多都是非标产品轴瓦和框架接触处,最大值为0.00877mm,变形值非常小。

图10 爆压为70bar时的整体变形量

图11 变形最大的位置

变形最大值出现在框架中部,最大值为0.0282mm,变形值较小。

图12 动轴瓦载荷工况下轴瓦孔在Y向变形

图13 动轴瓦载荷工况下轴瓦孔在Z向变形

轴瓦孔的变形会影响到最小油膜厚度,因此对它的变形估算很重要。对螺栓装配载荷工况引起的变形可以不考虑,因为在装配螺栓后对轴瓦孔要机加工,变形被排除。对轴瓦装配引起的变形在各方向基本均匀,因此变形不重点考虑。对动轴瓦载荷工况引起的变形,如图17和图18所示,轴瓦孔在Y向的变形是3.47μm,Z向是25.5μm,轴承间隙是40μm,所以变形远小于间隙,可以保证最小油膜厚度。

4.2 应力结果

图14、15、16为螺栓预紧力等于45.5KN时框架和缸体的应力(Von Mises stress)分布:

图14 框架和缸体的整体应力分布

图15 框架局部应力分布 图16 框架局部应力分布

图17、18、19为螺栓预紧力等于43KN时框架和缸体的应力(Von Mises stress)分布:

图17 框架和缸体的整体应力分布

图18 框架局部应力分布 图19 框架局部应力分布

如图14~图19所示,在框架与缸体之间、螺栓与框架缸体接触面上压应力很大,这是由于计算是按照材料线弹性的假设进行的,没有考虑材料的塑性变形,因此应力值很大,但这不会引起失效。

如图15、18和图16、19所示A处和B处应力值大于250MPa,超过材料的强度极限,因此建议这两处的R值加大,以降低应力集中。在框架和缸体的其余部位应力值都小于材料的强度极限250MPa,因此在此工况下其强度是满足要求的。

图20、21、22为轴瓦过盈量等于66μm框架和缸体的应力(Von Mises stress)分布:

图20 框架和缸体的整体应力分布

图21 框架和缸体局部应力分布图22 框架和缸体局部应力分布

如图21所示,过盈量为66μm时应力最大值出现在缸体部分的油道孔处,应力值为165MPa,小于材近20年来料强度极限250MPa,满足要求,但还是建议此处的尖边增加倒圆,以降低应力集中。

图23、24、25为爆压等于70bar时框架和缸体的应力(Von Mises stress)分布:

图24 框架和缸体局部应力分布 图25 框架和缸体局部应力分布

如图23、24、25所示,应力最大值出现在缸体与框架接触的区域,其值为102MPa,小于材料强度极限250 MPa。

4.3 轴瓦的背压

图26为轴瓦装配载荷工况下轴瓦的背压分布:

图26 过盈量为66μm时轴瓦的背压

如图26所示,轴瓦大部分区域的背压为12MPa~21MPa,这个压力已经足够阻止轴瓦与框架、缸体之间的相对移动。

5. 结论

通过分析,得出以下结论:

1. 如图15、18和图16、19所示A处和B处应力值大于250MPa,超过材料的强度极限,因此建议这两处的R值加大,以降低应力集中。

2中国科学院宁波材料技术与工程研究所(NIMTE). 根据以上分析框架和缸体的应力值在各工况下小于材料的强度极限,满足静强度要求。

3. 轴瓦孔的变形满足要求。

参考文献

1.“汽车工程手册,制造篇”.《汽车工程手册》委员会.人民交通出版社.

2.“机械设计(第六版)”.濮良贵,纪名刚主编,高等教育出版社,1996.5.

3.“主轴承座有限元分析指南”,李红庆,上汽集团奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院CAE部,2003.7.(end)

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