汽車發(fā)動機缸體擴缸前后靜強度和模態(tài)分析（一）

本文利用HyperWorks軟件對此發(fā)動機缸體原方案與新方案的缸體靜態(tài)強度和模態(tài)進行分析。

發(fā)動機缸體是發(fā)動機的主體結(jié)構(gòu)，其可靠性直接影響著整個發(fā)動機的性能。缸體的變形和靜強度分析考核缸體在極限工況下的剛度和強度問題。發(fā)動機缸體在工作過程中受力很復雜，除了燃氣壓力外，還要受到來自曲柄連桿機構(gòu)的往復運動慣性力和旋轉(zhuǎn)運動慣性力，還有缸體與缸蓋之間的連接與密封性等邊界條件對發(fā)動機的性能影響很大。

通過查閱資料，確定本課題研究的原發(fā)動機缸體為dCIll大馬力發(fā)動機缸體，在查閱獲得其相關(guān)數(shù)據(jù)資料后，對其擴缸前后缸體，在極限工況時的靜強度進行有限元分析，得出了缸體在極限工況下的變形和應力分布情況。

1 課題來源

1.1 國外研究現(xiàn)狀

在國外，由于計算機、內(nèi)燃機設計技術(shù)以及有限元分析軟件等各個方面條件都比較成熟，很早就開始了有限元技術(shù)的研究，特別是隨著計算機技術(shù)及有限元理論及手段的發(fā)展，以有限元為代表的CAE技術(shù)在各技術(shù)部門起著月來越重要的作用，一些企業(yè)專門成立了CAE研發(fā)中心，早在八十年代就對內(nèi)燃機機體進行了全面細致的CAE分析。德國大眾公司M.Birth和B.Papez對某直列四缸水冷柴油機機體作了靜剛度和模態(tài)分析，并在動態(tài)分析基礎上預估了機體表面輻射的噪聲計算結(jié)果表明，與實測誤差只有5%-10%，可見比較精確，最后還提出了機體減振降噪的措施；比利時LMS公司、奧地利AVL公司將有限元分析技術(shù)應用到實際工程設計中，借助其強大的試驗能力，在分析確定缸體激勵力方面取得了重大進展，使得通過計算機模擬得到動態(tài)響應的結(jié)果同實際情況相當接近;對機體動態(tài)特性的分析發(fā)現(xiàn)，機體的振動模態(tài)主要分為三類：(1)主模態(tài)即整體運動模態(tài)，包括扭轉(zhuǎn)和彎曲振動。(2)裙部模態(tài)，機體底部的顯著振動。(3)局部模態(tài)，其中只有垂直于內(nèi)燃機表面的振動的輻射噪聲。除此之外世界上其他的主要柴油機生產(chǎn)廠商如CUMMINS、MTIJ、TOYOTA、NISSAN等廣泛開展了柴油機零部件的有限元分析，分析的零件小道橡膠密封圈，大到整個機體、缸蓋，涵蓋了所有需要分析的零件。

1.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀

在國內(nèi)，對機體進行CAE分析是最近十幾年才慢慢發(fā)展并成熟起來的。最初，由于國內(nèi)計算機硬件條件和有限元分析軟件的限制，對機體一般只能做二維有限元分析，但這種方法并不能反映出機體的剛度水平和動態(tài)特性，誤差較大。隨著近幾年計算機水平的發(fā)展以及國外優(yōu)秀有限元軟件的引進，開始了機體有限元分析的三維靜態(tài)分析。隨著對發(fā)動機機體的深入研究分析以及許多實踐證明，絕大多數(shù)發(fā)動機機體都有足夠的強度，但剛度往往不足，由此導致機體振動強烈，機體外表面輻射噪聲嚴重。因此對機體由有限元靜態(tài)分析轉(zhuǎn)向了動態(tài)特性分析。

2 缸體有限元模型搭建

對于復雜模型的有限元仿真的建模過程，一般由專業(yè)CAD軟件中建立幾何模型，再導入到CAE軟件中進行網(wǎng)格劃分，和載荷約束的施加并進行計算求解。

本課題中的原123mm缸徑dCI11發(fā)動機缸體模型及缸套、軸承座裝配模型和128mm缸徑缸體裝配模型都從東風商用車獲取。有PR0-E原模型及導入Hyperworks后的.hm文件。并因缸體部件幾何構(gòu)成復雜，加強筋、油道孔、螺栓孔等細節(jié)眾多，在所獲得的幾何模型文件中，包含一份已經(jīng)劃分好的新老缸體的高質(zhì)量四面體網(wǎng)格模型。故本文選擇使用Hyperworks作為有限元分析軟件，對缸體擴缸前后性能結(jié)果進行設置求解。

但在發(fā)動機缸體的靜力分析中，由于載荷包含缸內(nèi)爆發(fā)壓力，活塞側(cè)推力，軸承座對曲軸的支撐反力，同時還要考慮缸體缸蓋的螺栓預緊力等，所以單有缸體網(wǎng)格模型是不夠的。需要在此基礎上，做出曲軸軸承座網(wǎng)格模型，缸套網(wǎng)格模型及簡易的缸蓋網(wǎng)格模型與缸體網(wǎng)格模型進行連接。

2.1 缸套，軸承座幾何模型的簡化處理

所給dcm發(fā)動機缸套及軸承座幾何模型建模十分細致，倒角、溝槽等細節(jié)眾多。導致在使用Hypermesh網(wǎng)格劃分時，不易得到高質(zhì)量網(wǎng)格，對求解及結(jié)果的準確性帶來影響。故在網(wǎng)格劃分前，先對其進行模型簡化。簡化模型前后對比如圖2所示。

2.2 缸套、軸承座網(wǎng)格劃分

缸套與缸體間過盈配合連接，要傳遞我們所關(guān)心的缸內(nèi)爆發(fā)壓力及活塞側(cè)推力，故選用與缸體網(wǎng)格單元大小一致的5mm四面體單元進行網(wǎng)格劃分。因為幾何模型比較簡單，故直接選用VolumeMesh功能進行3D網(wǎng)格劃分。

而軸承座部分選用較大的l0mm四面體單元進行網(wǎng)格化分，在不影響計算結(jié)果的同時減少單元數(shù)量，以提高求解速度。也選用VolumeMesh功能進行3D網(wǎng)格劃分。

2.3 缸套、軸承座有限元模型與缸體模型的連接

實際裝配中，deni缸套用過頂端定為的方式與缸體過盈配合連接;每個軸承座通過兩個M16螺栓進行連接。在有限元模型中，通過設置接觸，將缸套、軸承座與缸體連接起來。其接觸類型選擇FREEZE形式。

2.4 缸蓋模型的建立與處理

沒有缸蓋的的實際幾何模型，故直接利用缸體有限元模型，將其上表面單元拉伸四層，并補全缸套空洞，保留螺栓孔與其他孔洞。

并用detach工具將其從缸體單元上分開，使其獨立。在缸蓋與缸體接觸部分設置接觸，選用SLIDE形式。并在螺栓孔處建立RBE2單元并與CBEAM單元一同組成簡易的1D螺栓模型將缸蓋與缸體連接。

通過以上設置，缸體靜力分析的有限元模型搭建完畢，如圖3所示。

整個原dCIll發(fā)動機缸體靜力分析模型共有1557051個單元，438913個結(jié)點；擴缸后的缸體靜力分析模型共有1744325個單元，473889個結(jié)點。

3 載荷與邊界條件的確定

缸體載荷是缸體靜強度分析計算的關(guān)鍵因素，它直接影響計算的準確性和可靠性。在工作過程中，發(fā)動機各部分的作用力都在不斷的發(fā)生變化，為了考察缸體在極限工作狀態(tài)下的強度，應該選每一缸做功行程中各部分受力最大的時刻進行分別計算，但這樣勢必造成計算成本的增加。根據(jù)四缸發(fā)動機點火順序，當?shù)谌妆l(fā)時，第三缸處于壓縮行程，這一行程的應力狀態(tài)是發(fā)動機各個狀態(tài)中最惡劣的。本次計算除了考察靜強度外，還主要關(guān)心主軸頸和缸套的變形。因此為了節(jié)約計算成本，選擇了第三缸爆發(fā)時活塞側(cè)推力最大的時刻和主軸頸受力最大的時刻作為計算工況。在兩個工況的計算中主要考慮以下幾種載荷:缸體上的螺栓孔處的預緊力，氣缸壁所受的側(cè)推力，氣缸壁所受的工作壓力。

3.1 靜強度分析載荷總匯

dCIll發(fā)動機為直列六缸柴油發(fā)動機。原缸徑為123mm，曲軸長度78mm，連桿長度228mm，活塞沖程156腿。通dCIll在發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1900rpm時的缸內(nèi)氣壓隨發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)角變化的數(shù)據(jù)。由此計算得在第三缸爆發(fā)時的各缸的壓力與活塞對缸套側(cè)壓力及軸承座壓力的數(shù)據(jù)如表1所示。

擴缸后發(fā)動機除缸徑由123mm變?yōu)?28mm夕卜，連桿及曲軸長度等尺寸不變。由于沒有128缸徑發(fā)動機的缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)角變化數(shù)據(jù)，同時為方便比較新老缸體的應力及位移變化，則載荷計算使用上述123mm缸徑發(fā)動機的缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的數(shù)據(jù)。計算值如表2所示。

活塞與缸套是面接觸，但缺少活塞尺寸及接觸力分布形式，則大致將側(cè)推力簡化，以均布壓力的形式施加。

缸內(nèi)壓力則根據(jù)活塞位移的大小，施加在缸蓋與缸套區(qū)域。軸承座壓力則以120°余弦分布方式施加在軸承座上。

3.2 靜強度分析螺栓預緊力處理

本發(fā)動機靜力分析模型中共有三種螺栓預緊力需要施加。分別是缸體缸蓋連接部分的14個M20與24個M14螺栓孔，及缸體軸承座連接部分的14個M16螺栓孔處需要施加螺栓預緊力。經(jīng)過查閱dCIll發(fā)動機結(jié)構(gòu)及拆裝講義，分別得到各個螺栓孔的實際擰緊力大小，并查閱擰緊力與預緊力換算公式計算得到各螺栓孔處的預緊力大小如表3所示。

3.3 約束處理

通過查閱dCIll發(fā)動機的安裝形式，確定其是以4點支撐的形式安裝在車架上，具體四點中有兩點對稱分布通過飛輪殼體的左右兩端上，另外兩點是由缸體前端齒輪室處伸出兩懸臂與車架連接。即四支撐點都不直接分布在缸體上。通過其與缸體的連接形式，我們將缸體前端正時齒輪室的螺栓連接孔內(nèi)結(jié)點與用于缸體飛輪殼連接的螺栓孔內(nèi)結(jié)點做固定約束處理，如圖4。并以此為約束條件進行靜力分析計算。

3.4 材料屬性設置

缸體材料為HT250，軸承座材料為QT450，缸套材料未知，選用常用缸套材料2Crl3。缸蓋由4層單元代替，故將其賦予較大的彈性模量(1.0e6)。材料屬性設置如表4所示：

缸體材料為HT250，其為脆性材料，故在查看應力時選擇平均第一主應力參考分析。而缸套，軸承座查看Mises應力值作為參考。