正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔逊治黾敖鉀Q方案*

梁景濤，付雪超，馬文亮，李慧軍，由 毅，馮擎峰

(吉利汽車(chē)研究院，浙江 蕭山 311228)

1 引言

內(nèi)燃機(jī)功率輸出主要靠曲軸，其轉(zhuǎn)動(dòng)是基本均勻的，但活塞連桿組運(yùn)動(dòng)極為不均勻，伴隨著很大的加、減速度，產(chǎn)生超重上千倍的慣性負(fù)荷，對(duì)受力件的強(qiáng)度和耐久性影響很大，并導(dǎo)致振動(dòng)和噪聲［1］，對(duì)其附屬件也會(huì)產(chǎn)生很大影響。

某發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)正時(shí)鏈罩連接右隔振墊處斷裂如圖1、2所示，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)下沉、發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法正常工作。

圖1 正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔盐恢?

筆者針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈罩進(jìn)行模態(tài)與強(qiáng)度的計(jì)算分析，以此判定正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔烟幨欠駶M足設(shè)計(jì)需求，找出故障原因，并根據(jù)分析結(jié)果，針對(duì)正時(shí)鏈罩結(jié)構(gòu)制定合理的改進(jìn)方向。

2 正時(shí)鏈罩的功用及斷裂分析

2.1 正時(shí)鏈罩的功用

正時(shí)鏈罩與氣缸體、氣缸蓋一起密封發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)腔;其內(nèi)部分布有潤(rùn)滑及冷卻發(fā)動(dòng)機(jī)的油道和水道，與氣缸體、氣缸蓋一起共同完成發(fā)動(dòng)機(jī)的潤(rùn)滑及冷卻工作;同時(shí)正時(shí)鏈罩與發(fā)動(dòng)機(jī)右支架一起支撐發(fā)動(dòng)機(jī)懸置在車(chē)架上。

2.2 正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔言蚍治?/h3>

根據(jù)圖1所示，從正時(shí)鏈罩的斷裂位置可以看出，斷裂位置是發(fā)動(dòng)機(jī)在車(chē)架上的懸置點(diǎn)，該處也是正時(shí)鏈罩受力最大點(diǎn)，初步分析是由于斷裂處強(qiáng)度不足造成。

3 有限元分析

3.1 有限元分析前處理

筆者計(jì)算的有限元模型主要包括:正時(shí)鏈罩(集成正時(shí)鏈罩支架)、右隔振墊總成支架、連接缸蓋與正時(shí)鏈罩的螺栓、連接兩支架的螺栓及模擬缸體、缸蓋等。

(1)材料屬性 進(jìn)行有限元分析前需要了解零部件本身的屬性，以便于進(jìn)行分析，主要部件的材料屬性如表1所列。

表1 主要部件的材料屬性

(2)建立模型 模態(tài)分析中，網(wǎng)格類型采用C3D10;強(qiáng)度分析中，網(wǎng)格類型二階四面體單元(C3D10M)，單元共228 783個(gè)，節(jié)點(diǎn)共402 186個(gè);有限元模型如圖3、4所示。

圖3 有限元分析模型

圖4 有限元分析模型

3.2 分析方法

(1)模態(tài)分析 設(shè)置各接觸面接觸屬性為tie接觸，約束模擬缸體、缸蓋的運(yùn)動(dòng)自由度，所使用坐標(biāo)系為:發(fā)動(dòng)機(jī)后端指向前端為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。

(2)強(qiáng)度分析 邊界條件的施加位置及載荷力作用的大小分別見(jiàn)圖5、表2，約束模擬缸體缸蓋的運(yùn)動(dòng)自由度。分析模型的參考坐標(biāo)系為:發(fā)動(dòng)機(jī)后端指向前端為正X向，下端指向上端為正Z向，遵循右手定則。

圖5 邊界條件的施加位置

表2 載荷力作用的大小

4 分析結(jié)果

4.1 模態(tài)分析結(jié)果

前三階的頻率和振型結(jié)果如表3所列;圖6～8為模型的前三階振型圖。

表3 模型前三階的頻率和振型

圖6 模型第1階振型

圖7 模型第2階振型

發(fā)動(dòng)機(jī)主激勵(lì)工作頻率計(jì)算公式:

式中:n為發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率轉(zhuǎn)速，r/min;k為常數(shù)，一般取1.2～1.4;a為階次。

通過(guò)式(1)可得出，發(fā)動(dòng)機(jī)在6 000 r/min時(shí)的三階主激勵(lì)工作頻率為360～420 Hz;正時(shí)鏈罩及其支架的第1階振動(dòng)頻率為394.6 Hz，該頻率位于發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)工作頻率內(nèi)，誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險(xiǎn)很大。

4.2 強(qiáng)度分析結(jié)果

計(jì)算正時(shí)鏈罩及其支架在7個(gè)工況下的強(qiáng)度，如圖9～15所示。

圖9 最大螺栓預(yù)緊力

15 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力

①最大螺栓預(yù)緊力;②最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力;③最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力;④最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力;⑤最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力;⑥最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力;⑦最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力。

圖8 模型第3階振型

圖10 最大螺栓預(yù)緊力+X正方向慣性力工況

圖11 最大螺栓預(yù)緊力+X負(fù)方向慣性力

圖13 最大螺栓預(yù)緊力+Y負(fù)方向慣性力

由正時(shí)鏈罩在7個(gè)工況下的應(yīng)力分布云圖可以得出，在最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力工況如圖12所示、最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力工況如圖14所示和最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力工況如圖15所示下，有多處應(yīng)力集中現(xiàn)象，且應(yīng)力值超出了ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa，已超過(guò)ADC12材料的屈服極限，且部分區(qū)域得應(yīng)力集中區(qū)域較大，不滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)需求，容易誘發(fā)斷裂現(xiàn)象。

圖12 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力

圖14 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力

5 解決方案及結(jié)果

5.1 解決措施

根據(jù)強(qiáng)度分析計(jì)算結(jié)果，根據(jù)以下幾點(diǎn)對(duì)產(chǎn)品進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì):如圖16所示在位置1、2處兩部分結(jié)構(gòu)倒圓角，而不是呈現(xiàn)直角的結(jié)構(gòu)形式，且圓角應(yīng)盡量大些，實(shí)現(xiàn)平滑過(guò)渡;如圖17所示，位置3、4兩處加強(qiáng)筋加強(qiáng)，以提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

圖16 正時(shí)鏈罩支架

圖17 正時(shí)鏈罩及其支架圖

5.2 具體更改方案

根據(jù)以上分析結(jié)果，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行調(diào)整，調(diào)整后結(jié)果如圖18所示，同時(shí)調(diào)整圖17中3、4兩處加強(qiáng)筋，加強(qiáng)筋厚度由20 mm調(diào)整到30 mm。

圖18 正時(shí)鏈罩支架

5.3 對(duì)更改后數(shù)據(jù)進(jìn)行分析

針對(duì)上述分析出現(xiàn)問(wèn)題的工況，重新進(jìn)行分析，具體分析方法及邊界條件與上述方法一致，具體分析結(jié)果如下。

(1)模態(tài)分析 圖19為模型的1階振型圖;前三階的頻率和振型結(jié)果如表4所列。

表4 模型前三階的頻率和振型

圖19 模型第1階振型

正時(shí)鏈罩及其支架的1階振動(dòng)頻率為426.2 Hz，該頻率已經(jīng)超出發(fā)動(dòng)機(jī)3階主激勵(lì)工作頻率360～420 Hz，誘發(fā)結(jié)構(gòu)高速共振風(fēng)險(xiǎn)大大降低。

(2)強(qiáng)度分析結(jié)果 針對(duì)上述強(qiáng)度分析結(jié)果有問(wèn)題的工況，進(jìn)行重新分析，具體結(jié)果如下:①最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力如圖20所示;②最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力如圖21所示;③最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力如圖22所示。

圖2 正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔盐恢?/p>

圖20 最大螺栓預(yù)緊力+Y正方向慣性力

圖21 最大螺栓預(yù)緊力+Z正方向慣性力

通過(guò)對(duì)修改后的數(shù)模進(jìn)行強(qiáng)度分析，與修改前的分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，由圖20～22可看出，在上述3種工況下，應(yīng)力集中問(wèn)題都已基本消除;在工況最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力下，還有部分應(yīng)力沒(méi)有消除，從圖22可以看出其應(yīng)力值低于ADC12材料的許用應(yīng)力228 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖22 最大螺栓預(yù)緊力+Z負(fù)方向慣性力

6 結(jié)論

筆者通過(guò)對(duì)正時(shí)鏈罩?jǐn)嗔亚闆r的分析，發(fā)現(xiàn)斷裂的主要原因是由于正時(shí)鏈罩本身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)問(wèn)題，通過(guò)對(duì)正時(shí)鏈罩進(jìn)行模態(tài)及強(qiáng)度分析，對(duì)正時(shí)鏈罩進(jìn)行優(yōu)化，通過(guò)分析結(jié)果可以看出，優(yōu)化設(shè)計(jì)后的正時(shí)鏈罩其強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

［1］ 周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005.