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时间:2020-03-26
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1、麻士琦张国珍:某工程机械发动机曲轴的有限元分析9_一———————————————————————————————————————————————————————一某工程机械发动机曲轴的有限元分析FEMAnalysisofanEngineCrankshaftofEngineeringMachinery麻士琦,张国珍2(1衡水职业技术学院2衡水中铁建控股集团)[摘要]本文以某工程机械发动机曲轴作为研究对象,首先在PRO/E中建立曲轴的三维实体模型,然后把其导入MSC.PATRAN有限元软件中,建立了符合实际情况的三维有限
2、元分析模型,分析了整体曲轴的变形和应力状态,对发动机的曲轴改进提供了依据。[关键词]曲轴MSC.patran有限元分析Keywords:CrankshaftMSC.patranFiniteelementanalysis1引言曲轴是发动机中最重要、载荷最大、价格最高的零件之一。曲轴承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的载荷,并对外输出扭矩,曲轴还有扭转振动,因此在曲轴内产生交变的弯曲应力和扭转应力,可能引起曲轴疲劳失效,而一旦曲轴失效,就可能引起其它零件随之破坏f11。所以对于整体式多缸机曲轴,如
3、何比较准确地得到应力、变形的大小及分布,对用于指导曲轴的设计和改进。具有重要意义。本文采用有限单元法,对某工程机械发动机曲轴进行了符合实际情况的三维建模,研究了整体曲轴的变形和应力状态.得出的结论可用作改进曲轴设计的参考依据。2有限元模型的建立及计算2.1曲轴模型某工程机械发动机曲轴,利用三维建模软件2.2载荷状况的确定根据某厂所提供的图纸及其主要的数据资料。可以求得作用在曲轴上的实际载荷闭。厂方提供的工程机械发动机曲轴数据为:缸径:140mm。行程:152mm,排量:14L,连杆长度:201mm连杆组件质量:1.63
4、5kg,其中摆动质量0.505kg,旋转质量:1.12kg,连杆重心位置(从大端中心算起)64.1mm,活塞组质量:17659,活塞质量:11829。其最大负荷工况的示功图如图2所示。$S§§§§≈冬惫奄毒专审图22100转1H的示功圈作用于曲柄连杆机构上的力为:p=ps+pj(1)p。为缸内最大爆发压力(MPa);pi为活塞销中心的往复惯性力(MPa)。连杆对曲柄销的作用力可分解为:切向力t_p警(2)∞m如∞踟印m如O10内燃机与配件2013年第7期径向力k_p警(3)a为曲柄转角,B为连杆摆动角,且有,入为曲轴半
5、径与连杆长度之比。作用于曲柄销的负荷为连杆推力与连杆旋转质量m2产生的离心力矢量和。负荷大小用下式计算:pq=V蕊忑再F式中krl=∥等(4)(5)m”为连杆大头质量;F。为活塞顶部面积。根据上述公式编程后。将柴油机的有关设计参数代入(这里取转速2100转/分)计算出的曲柄销负荷图见图3。图中枣为合力,一往复惯性力,+为气缸压力,横坐标为曲轴转角(弧度),纵坐标为压力(Pa)。圈3曲柄销负荷圈表1发动机曲轴连杆轴颈栽荷轴转角150135025503150495。615。轴颈代号PaPbPcPdPePf载荷N201556
6、.626156.216924.614616727694.815386曲轴在工作时承受缸内的气体压力、往复和旋转质量惯性力的作用。根据已给定的发动机参数,通过发动机动力学计算,求得此发动机连杆轴颈载荷的最大值,及随后的曲轴再转过1200,2400.3000,4800,6000时连杆轴颈载荷的数值。表l为发动机曲轴连杆轴颈载荷。由于曲轴主要是因弯曲而破坏的,所以不考虑扭转应力。因此为简便起见。可假设对发火的气缸.当活塞处于上止点位置时连杆轴颈载荷达到最大值Pa.这样对六缸发动机,我们只需考虑各个气缸分别处于压缩终了活塞在上
7、止点位置时的六种受力状况即可(31。发动机各缸的发火顺序为1—5—3—6—2_4。通过计算六种受力状况,在3缸发火时,变形量和应力值较大,其受力状况见图4。2.3支撑边界条件将主轴承对曲轴的支撑视为弹性支座。设弹簧刚度为K:认为K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈轴向均布。对于图1的曲轴网格模型,可视K均分在曲轴纵向对称面内主轴颈中截面左右的两个对称结点上。每个结点处的刚度为K/2。取K为6x10N/m进行计算:这一刚度值接近主轴承的实际刚度【4】。圈4曩3缸发火受力田由于不考虑扭转应力。故曲轴的几何与受力状况都是关于曲轴纵
8、向对称面前后对称的。因此在进行有限元分析时,可以令曲轴纵向对称面内各点沿X向的位移为零。为了防止曲轴沿轴向产生刚体位移。将其左端纵向对称面上靠近轴心的两个结点z向位移取为零。显然这种边界条件的取值是接近实际情况的【习。考虑曲轴惯性力的影响,输入额定转速2100r/min时的角速度219.8rad/s在patran这个有限元软件中。
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