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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(jìn)行有限元分析與改進(jìn)設(shè)計。改進(jìn)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(jìn)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(jìn)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?xì)鈮毫Φ淖饔茫捎昧水?dāng)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(dāng)量氣缸蓋接觸表面和當(dāng)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(jìn)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?xì)獗l(fā)壓力
燃?xì)獗l(fā)壓力為9MP a作用在當(dāng)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(dāng)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(yán)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?xì)鈮毫λ阶饔迷跈C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?xì)鈮毫σ龑?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(dá)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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