4 缸體靜力分析
4.1 靜力分析結(jié)果
如圖5所示，其最大主應(yīng)力發(fā)生在三缸上緣，大小為169.8Mpa。應(yīng)力較大的地方有兩處，第一處在缸體上表面，第三缸周?chē)�，主要由于此時(shí)第三剛爆發(fā)，有19Mpa壓力作用在三缸上緣部分；第二處在第三、第四軸承座連接部分周?chē)母左w部分，由于三缸爆發(fā)，第三第四軸承座提供的支撐力十分大導(dǎo)致。
如圖6所示，此時(shí)原方案缸體最大位移為0.054mm。缸體變形區(qū)域與缸體所受應(yīng)力較大區(qū)域類似。
如圖7所示，此時(shí)原方案缸套最大Mises應(yīng)力為236.3Mpa。應(yīng)力較大q區(qū)域?yàn)槿滋咨暇壖暗诙谒母滋卓拷谌赘滋椎牟糠�。三缸爆發(fā)時(shí)，其他缸內(nèi)壓力及活塞側(cè)推力都較小，所以缸套應(yīng)力主要受第三缸爆發(fā)影響。
圖5 原缸體第一主應(yīng)力分布云圖
圖6 原缸體位移分布云圖
如圖8所示，此時(shí)原方案缸套最大位移量為0.02777mm。位處第三缸上緣部分。整體位移分布十分具有規(guī)律性，以三缸套上緣為起點(diǎn)向下和向兩側(cè)逐步減小。
如圖9所示，原方案軸承座最大Mises應(yīng)力值為235.8Mpa，發(fā)生在螺栓預(yù)緊處。此處出現(xiàn)較大應(yīng)力原因應(yīng)該是施加螺栓預(yù)緊力時(shí)以集中力方式施加，出現(xiàn)應(yīng)力集中所致。而除螺栓預(yù)緊處外，較大1、2、5、6、7號(hào)所受載荷較小的軸承座，應(yīng)力從與缸體接觸面其逐步向下和中間部分減小。而3、4號(hào)軸承座，應(yīng)力值在載荷施加處較大向其他區(qū)域逐步減小。
如圖10所示，此時(shí)原方案動(dòng)機(jī)軸承座最大位移為0.09081mm。較大處為3、4號(hào)軸承座受載部分。
擴(kuò)缸后發(fā)動(dòng)機(jī)缸體靜力分析模型的受載形式與原方案一致，僅是載荷大小略有變化，因此應(yīng)力分布及位移情況類似，以下結(jié)果不再描述。
如圖11所示，128mm缸徑新方案的缸體最大平均第一主應(yīng)力值為165Mpa。如圖12所示，新方案缸體最大位移為0.07938mm。
如圖13所示，新方案缸套最大Mises應(yīng)力值為215.9Mpa。如圖14所示，新方案缸套最大位移為0.02477mm。
如圖15所示，新方案軸承座最大Mises應(yīng)力為222.4Mpa。如圖16所示，新方案軸承座最大位移為0.125mm。
4.2 靜力分析匯總與分析
上述對(duì)123mm缸徑和128mm缸徑兩種發(fā)動(dòng)機(jī)缸體進(jìn)行了在第三缸爆發(fā)壓力最大這一極限工況的靜力分析求解。結(jié)果匯總?cè)绫?所示：
表5 靜力分析結(jié)果匯總
對(duì)于所關(guān)心的缸體最大第一主應(yīng)力值，均為160Mpa以上。此值小于HT250的抗拉強(qiáng)度250Mpa，但引入安全系數(shù)的概念后，此值偏大。但考慮到新方案是在原缸體基礎(chǔ)上改進(jìn)得到的，且新方案最大主應(yīng)力值變化不大，且略有減小。故說(shuō)明新缸體靜力分析強(qiáng)度符合要求。
從表中清晰可得，在同一發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓力變化曲線數(shù)據(jù)下，擴(kuò)缸后發(fā)動(dòng)機(jī)缸體、缸套最大應(yīng)力值略微變小。缸體、軸承座最大位移略微變大。且最大應(yīng)力均小于材料強(qiáng)度極限。但由于擴(kuò)缸后，缸內(nèi)壓力曲線數(shù)據(jù)會(huì)發(fā)生變化，所以實(shí)際中略有差異。但是整體的分布形式應(yīng)該變化不大，主要的危險(xiǎn)區(qū)域，和較大位移區(qū)域不會(huì)發(fā)生改變。所得結(jié)果有一定參考價(jià)值。
在建立分析模型時(shí)，缸蓋部分由4層2.5mm的三棱柱單元代替，其材料選用較大的彈性模量。通過(guò)多次嘗試求解對(duì)比結(jié)果發(fā)現(xiàn)，此彈性模量大小會(huì)導(dǎo)致缸體最大第一主應(yīng)力值。具體規(guī)律是缸蓋部分單元彈性模量越大，缸體最大應(yīng)力值越小。所以在缸體靜力分析中，缸蓋部分影響十分大。所以為得到更好結(jié)果，需要建立較為準(zhǔn)確的缸蓋模型。
5 缸體模態(tài)分析
5.1 缸體模態(tài)分析的有限元模型
缸體模態(tài)分析的有限元模型，與靜力分析相比只選擇缸體部分，去掉缸套、缸蓋、等連接部分。
對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)缸體這種具有復(fù)雜幾何的模型，在Hypermesh網(wǎng)格劃分中，一般選用四面體單元。網(wǎng)格劃分思路一般為先生成高質(zhì)量2D網(wǎng)格單元，再向內(nèi)填充生成3D網(wǎng)格單元模型。
5.2 模態(tài)分析的方法選擇及注意事項(xiàng)
為了了解該缸體的振型，計(jì)算擴(kuò)缸前后兩種發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的自由模態(tài)。
理論和實(shí)踐均指出，當(dāng)結(jié)構(gòu)體在動(dòng)載荷激勵(lì)下產(chǎn)生共振時(shí)，一般只有前面不多的幾個(gè)低階共振情況比較危險(xiǎn)。因此，在振動(dòng)分析時(shí)，常常是只需要知道前面若干個(gè)固有頻率和振型，而不必求出全部固有頻率及振型。因此本次計(jì)算僅計(jì)算了曲軸箱的前五階模態(tài)。
模態(tài)的分析計(jì)算方法有很多種，如分塊的蘭索斯法、子空間法、降階法等、本文采用的是分塊的蘭索斯法，因?yàn)榇朔N方法適用于大型的求解問(wèn)題，并且采用稀疏矩陣求解器精度很好，對(duì)病態(tài)矩陣反應(yīng)較好，適用于大自由度提取多階模態(tài)的情況。
以123mm缸徑缸體為例，其模態(tài)分析的卡片設(shè)置要點(diǎn)為：
(1)在創(chuàng)建lOAdcollector之后在在卡片選擇中選擇EIGRL。此選項(xiàng)為蘭索斯法。
(2)在卡片編輯中，VI選擇0.100，ND選擇5。即計(jì)算前5階模態(tài)。
(3)在材料的模型的選擇上選擇線性各項(xiàng)同性材料模型MAT1。
(4)要指定好材料的彈性模量(EX=1lOGPa)、泊松比(PRXY=0.3)以及密度〇)ENS=7300Kg/m3)。此時(shí)要注意輸入數(shù)據(jù)的單位，確保在換算后，時(shí)間單位為s。
5.3 模態(tài)分析結(jié)果
在最終計(jì)算結(jié)束后，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)振型的對(duì)應(yīng)情況，為了能使得兩種缸體的振型相對(duì)應(yīng)，避免發(fā)生同是前五階振型無(wú)法相對(duì)應(yīng)的情況，128mm缸徑缸體求解了前六階模態(tài)。求解后發(fā)現(xiàn)原方案缸體的第五階振型和新方案缸體的第六階振型相對(duì)應(yīng)，故本文給出兩種缸體對(duì)應(yīng)的頻率與振型。
擴(kuò)缸前后發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的各階振型形式如表6所示。
表6 新舊缸體振型對(duì)比表
前四階模態(tài)，擴(kuò)缸前后缸體振型對(duì)應(yīng)較好，但在第五階時(shí)，發(fā)生較大差異。與原發(fā)動(dòng)機(jī)缸體第五階振型想對(duì)應(yīng)的是新發(fā)動(dòng)機(jī)缸體第六階振型。
擴(kuò)缸前后發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的各階振型形式如表7所示。
表7 新舊缸體振型對(duì)比表
擴(kuò)缸前后缸體自由模態(tài)頻率結(jié)果如表8所示。
表8 自由模態(tài)頻率對(duì)比表
表9 新方案缸體相對(duì)于原方案缸體固有頻率的減小比率
從上表可以看出，擴(kuò)缸后發(fā)動(dòng)機(jī)缸體固有頻率都略有下降，但下降幅度不大。
而燃燒激振頻率公式如下：
其中：F1為燃燒激振頻率；i為缸數(shù)；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；T為沖程(2沖程/=2,4沖程/=4)；
當(dāng)最高轉(zhuǎn)速(2300r/min)時(shí)，缸內(nèi)爆發(fā)氣體壓力作用的激振頻率為：
此頻率低于缸體的一階固有頻率232Hz，說(shuō)明新缸體能夠避免由缸內(nèi)氣體爆發(fā)壓力作用引起的沖擊載荷而形成的共振。
6 結(jié)論
本文以汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)擴(kuò)缸后方案與原方案的對(duì)比為背景，對(duì)此款發(fā)動(dòng)機(jī)，兩種結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，并對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)擴(kuò)缸前后缸體搭建靜力分析模型，對(duì)兩種方案的結(jié)構(gòu)在極限工況下進(jìn)行了靜力分析對(duì)比，研究擴(kuò)缸之后的缸體的變化情況。
從有限元模態(tài)的理論出發(fā)，結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的實(shí)際情況，分析原方案與新方案兩種發(fā)動(dòng)機(jī)缸體的振動(dòng)特性。將各階的固有頻率到振型的對(duì)比，利用激振頻率計(jì)算說(shuō)明，說(shuō)明了發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性。
發(fā)動(dòng)機(jī)是一個(gè)復(fù)雜的部件集合體，缸體作為發(fā)動(dòng)機(jī)連接各部件的載體，其受力形式、連接關(guān)系都十分復(fù)雜。為得到更準(zhǔn)確的結(jié)果，后續(xù)還需進(jìn)行的工作：
(1)完善缸蓋，飛輪殼、正時(shí)齒輪室、油底殼及底部加強(qiáng)板等部件模型，以便更準(zhǔn)確的施加載荷與約束。
(2)建立曲軸、活塞等模型，進(jìn)行缸體動(dòng)力響應(yīng)仿真，以便得到更接近真實(shí)情況的強(qiáng)度結(jié)果，為缸體改進(jìn)方案提供合理意見(jiàn)。
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本文標(biāo)題：汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)缸體擴(kuò)缸前后靜強(qiáng)度和模態(tài)分析（二）
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