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根據(jù)要求，對該公司的主要產(chǎn)品柴油機機體進行有限元分析與改進設(shè)計。改進設(shè)計的基本原則是：
1)不改變機體機械加工的加工工藝性和整機裝配的裝配工藝性。
2)減小機體危險截面應(yīng)力和應(yīng)變，提高機體的剛性和可靠性。
3)減輕機體質(zhì)量，原機加工成品改進后在255kg以下。
4)改善機體的鑄造工藝性，便于鑄件的清砂，保證柴油機的整機清潔度。首先用PRO進行機體、氣缸蓋及氣缸蓋螺栓的三維實體造型。為了減小計算規(guī)模，在建立機體有限元模型時將一些對機體應(yīng)力與應(yīng)變影響較小或沒有影響的特征略去，如螺栓搭子、M12以下的螺孔、8mm以下的油道孔及部分過渡圓角、倒圓和倒角，但氣缸蓋螺栓的搭子及過渡圓角不能忽略，對強度影響較大的過渡圓角也要保留。為了正確模擬燃氣壓力的作用，采用了當量氣缸蓋，即形狀與氣缸蓋相同，厚度為20mm的鑄鐵板。氣缸蓋螺栓忽略了螺紋部分，在與機體連接的25mm的螺紋部分，采用與機體公用圓柱面的方法模擬螺紋連接，即直徑為14mn、長度為25mm的圓柱面不僅是螺栓的外表面，也是機體螺孔的內(nèi)表面。采用PRETS 179螺栓預(yù)緊單元模擬螺栓預(yù)緊力，用面一面接觸單元(TARGE 170和CONTA 174)模擬螺栓與當量氣缸蓋接觸表面和當量氣缸蓋與機體頂面的接觸表面。為了保證有限單元的質(zhì)量，提高計算精度。用Hypermesh軟件對實體模型進行網(wǎng)格劃分，并合理調(diào)整密度，消除不良單元。劃分后的機體合件模型有206841個單元，60424個節(jié)點最小角度完全滿足有限元分析的要求。
僅考慮在最大爆發(fā)壓力工況下機體合件上的應(yīng)力應(yīng)變分布情況。
1)燃氣爆發(fā)壓力
燃氣爆發(fā)壓力為9MP a作用在當量氣缸蓋表面的 90mm的圓上。
2)曲軸載荷
根據(jù)動力學(xué)計算，最大連桿力為54392N，假定平分在兩側(cè)主軸承座上，因為沒有考慮主軸承蓋，載荷直接作用在100mm和}150mm的圓周面上，并按曲軸軸頸上的壓力分布考慮，即根據(jù)傳統(tǒng)的方法及有限寬度軸頸油膜壓力應(yīng)力分布規(guī)律，并忽略油孔處壓力峰值突變的影響。
3)平衡軸載荷
在平衡軸軸承孔上施加平衡軸的離心慣性力，當活塞處于壓縮上止點附近，相應(yīng)的平衡軸上的平衡塊近似處于活塞的反方向，數(shù)值為2355N，平分作用于兩個軸承座。所有的軸承載荷都是用方程加載的方法施加。
4)缸蓋螺栓預(yù)緊力
各螺栓上施加64000N的預(yù)緊力(根據(jù)螺栓擰緊力矩計算出來的)。
5)位移邊界條件
發(fā)動機由機體底部的4根螺栓與機架連接，在這4根螺栓的作用部位施加全約束。
機體頭部相對于其它部位應(yīng)力比較小，從應(yīng)力應(yīng)變的角度來看是可以接受的。但機體頭部是從85mm缸徑擴缸的，水套與曲軸箱環(huán)圈隔板的內(nèi)徑只比氣缸套外徑大5um、如出現(xiàn)鑄造誤差，則間隙小于25um、不利于冷卻水的流動，容易引起燃燒室附近的零部件的過熱。
150mm主軸承孔Z方向的最大拉伸應(yīng)力為8MPa出現(xiàn)在孔的上方，而100mm的主軸承孔的最大應(yīng)力只有63MPa出現(xiàn)在孔的下方，兩端的應(yīng)力差別較大。這是由于兩端結(jié)構(gòu)的差別造成的，再加上飛輪端是功率輸出端，受力復(fù)雜，這就更容易導(dǎo)致飛輪端主軸承孔150mm的變形，其后果在柴油機工作時因兩軸承孔變形不一致使曲軸軸線發(fā)生偏轉(zhuǎn)，造成飛輪端主軸承孔上下兩側(cè)受拉伸產(chǎn)生嚴重的應(yīng)力集中現(xiàn)象。JS 190柴油機是臥式結(jié)構(gòu)，從作二用力的傳遞途徑來看，燃氣壓力水平作用在機體上，但機體的固定是靠在底平面上的4根M12的地腳螺栓，如果不能合理地將燃氣壓力引導(dǎo)到底平面的地腳螺栓上，就會在150mm的主軸承孔上側(cè)產(chǎn)生很大附加彎矩，從而更容易在該處產(chǎn)生開裂，有限元分析結(jié)果也表明在此處拉應(yīng)力達最大值。
專業(yè)從事機械產(chǎn)品設(shè)計│有限元分析│強度分析│結(jié)構(gòu)優(yōu)化│技術(shù)服務(wù)與解決方案
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