0引言
曲軸是影響柴油機可靠性最關鍵的零部件,是柴油機曲柄連桿機構的核心構件及傳力件?其功用是把氣缸內工質爆燃產生的能力通過活塞連桿組件以往復旋轉運動的形式輸出,不僅要承受缸內的氣體力?往復和旋轉質量慣性力?扭轉力等的作用,處于一種連續交變的受力狀態,環境惡劣?其可靠性和使用壽命對柴油機可靠性和安全性有很大的影響?隨著對柴油機動力學性?可靠性和經濟性要求的不斷提高,曲柄連桿機構的核心構件曲軸的工作條件愈加苛刻,其強度和剛度的問題變得更加重要,在設計時必須對曲軸的結構型式?尺寸參數?材料與工藝進行優化,以求獲得最經濟最合理產品?
小型風冷柴油機因具有適應性強?可靠性高?易輕量化?便于制造維修等優勢,得到了廣泛的應用?但由于風冷柴油機的曲軸熱負荷較水冷柴油機更高,對曲軸的設計也提出了更高的要求?曲軸傳統的強度計算方法通常采用經驗公式計算法或者曲軸類比設計法,曲軸初步設計完成后,造出曲軸樣品再進行試驗驗證,通過分析實驗數據進行優化改進?隨著電子計算機技術的不斷發展,傳統的設計方法已經不能滿足市場的要求,采用現代設計方法改進曲軸的設計已成為當前最為有效的技術手段?
為此,本文應用solidwork軟件建立某輕型風冷柴油機曲軸的研究模型,用Ansys-Workbench軟件進行某輕型風冷柴油機曲軸與連桿的接觸應力應變分析,以獲得曲軸的受載變形情況和強度參數,其研究結果對提高曲軸設計和工作的可靠性,減少開發周期,從而提高柴油機曲軸的設計質量,并對柴油機曲軸的改進以及優化設計提出一種可靠的研究方法,將對柴油機曲軸質量?性能及壽命的提尚具有重要的意義?
1計算模型
1.1曲軸受力分析
圖1為曲柄連桿機構簡圖,O為曲軸旋轉中心,A為連桿小頭與活塞銷的鉸接點,B為連桿大頭與曲軸的鉸接點?當曲柄OB以O點為圓心做等速旋轉運動時,活塞A點沿氣缸中心線做往復運動,α為曲柄連桿機構平面運動時曲柄轉角,r為旋轉半徑,β為連桿軸線偏離氣缸軸線的角度?具體計算如下:
1.2有限元模型的建立
采用soildwork軟件建立曲軸的三維實體模型,通過ANSYS19中的Workbench進行有限元分析?柴油機曲軸結構形狀復雜,為簡化計算工作量,對曲軸模型做了相應的處理?處理后的曲軸模型中沒有平衡重?省略了倒角?油孔?凸臺?鍵槽?螺紋等,有利于更加詳細地劃分有限元網格,提高計算效率?曲軸主要結構參數見表2,曲軸模型如圖2所示?
本文所研究柴油機曲軸材料為QT600-3,其材料特性參數如表3所示,采用的單元類型為Solid186,四面體網格單元長度為10mm,實體模型劃分網格后,曲軸含有35355個單元,21956個節點,曲軸網格劃分模型如圖3所示?在主軸頸與機體接觸面施加圓柱面約束(CylindricalSupport)和無摩擦支撐(FrictionlessSupport),在自由端止推面施加軸向位移約束,在連桿軸徑出施加軸承載荷(BearingLoad),大小等于曲軸受到的最大壓應力6376.625N?曲軸施加約束和載荷后模型如圖4所示?
2有限元分析
圖5為曲軸的應力分析結果,由圖5可知,在曲軸的連桿軸頸處應力較大,最大應力為76.426MPa,遠遠小于QT-600-3材料的屈服強度120MPa,故曲軸的靜強度滿足要求?圖6為曲軸的位移云圖,由圖6可知,在曲軸的連桿軸頸處應變最大,最大應變值為0.000456mm,屬微小變形,可知曲軸的剛度也是足夠的?
3優化設計
根據分析曲軸受到最大應力集中在主軸頸與曲臂?曲柄銷與曲臂連接處,且最大應力都遠小于許用應力?所以給予進一步的優化設計提供了改進空間,可對曲軸可做尺寸優化,以減輕曲軸的質量,降低成本?將曲臂的直徑適當減少,曲臂的上倒圓角減小,并減小曲臂長度尺寸,將曲軸主軸頸尺寸加大,并縮小主軸頸直徑?優化后曲軸的質量由原來的即5209.25g,縮減到現在的即4205.12g,質量減少19.28%,體積相應少?
再次通過soildwork軟件對新曲軸進行三維實體建模?進行網格劃分和施加載荷,優化后加載?約束與優化前保持一致?
圖7為曲軸優化后的的應力分析結果,由圖7可知,在曲軸的連桿軸頸處應力較大,最大應力為76.426MPa,遠遠小于QT-600-3材料的屈服強度120MPa,故曲軸的靜強度滿足要求?
圖8為優化后的曲軸應邊云圖,由圖8可知,在曲軸的連桿軸頸處應變最大,最大應變值為0.000656mm,仍屬微小變形,可知曲軸的剛度也是足夠的?
4結論
通過應用Solidworks對曲軸進行三維建模,并運用有限元分析軟件ANSYS進行仿真優化,優化仿真結果表明利用有限元分析軟件ANSYS對曲軸進行有限元仿真分析,可獲得較高的可靠性,對提高曲軸設計效率,提高曲軸性能,降低曲軸制造成本效果明顯?可借鑒于對柴油機其他部件參數性能進行模擬分析,對柴油機的優化設計是有很大幫助?
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