cae技術(shù)在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)中的應(yīng)用(參考版)
2024-08-25 11:26本頁面
【正文】 。計(jì)算前，通過 ABAQUS對(duì)有限元模型進(jìn)行縮減，計(jì)算結(jié)果通過 ABAQUS進(jìn)行恢復(fù)。為了縮小求解規(guī)模，采用了子結(jié)構(gòu)模型。 ? Cylinder block + bedplate modes，從下表中可以看出，該款發(fā)動(dòng)機(jī)Cylinder block + bedplate的剛度較高 ： ? 載荷求解 計(jì)算主軸承座受力： 計(jì)算缸內(nèi)壓力 ? 通過 AVL/tycon計(jì)算活塞落座力、氣門彈簧力、軸承力等： ? 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析模型 ? 速度級(jí) 在整個(gè)頻率段，速度級(jí)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而增加，因此，可以選擇一個(gè)較高的轉(zhuǎn)速進(jìn)行研究，比如： 5500rpm。 ? Exhaust manifold modes (1050/1170/1293/1390/1547/1654Hz） ? Intake manifold modes (281/478/665/867/1298/1578Hz） 進(jìn)排氣歧管兩端還連接有其它部件，頻率不是很準(zhǔn)確。一般情況下，僅僅對(duì) 02022Hz范圍進(jìn)行分析，圖 2圖示了發(fā)動(dòng)機(jī)最重要的整體和局部模態(tài)，在 1600Hz內(nèi)，出現(xiàn)的模態(tài)數(shù)少，表明發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)剛度較高。模態(tài)分析結(jié)果不能用于評(píng)價(jià)結(jié)構(gòu)的聲學(xué)特性。 ? 首先，進(jìn)行整機(jī)的自由模態(tài)分析（不包括曲軸系），采用 ABAQUS軟件計(jì)算。圖 1為機(jī)油濾清器總成，圖 2為斷裂螺栓，圖 3為支架振動(dòng)測(cè)試結(jié)果： 發(fā)動(dòng)機(jī) NVH分析 分析目的： ? 評(píng)價(jià)當(dāng)前結(jié)構(gòu)的剛度特性； ? 評(píng)價(jià)當(dāng)前結(jié)構(gòu)的聲學(xué)特性； ? 提出結(jié)構(gòu)修改方案； 分析步驟： ? 部件結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分及整體模型裝配； ? 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)計(jì)算： （ 1）曲軸系激勵(lì)計(jì)算：計(jì)算曲軸系對(duì)主軸承垂直和側(cè)向瞬態(tài)載荷； （ 2）配氣機(jī)構(gòu)激勵(lì)計(jì)算：計(jì)算氣閥落座力、彈簧作用力、凸輪軸對(duì)軸承的作用力； （ 3）缸內(nèi)燃?xì)饧?lì)計(jì)算：計(jì)算氣缸內(nèi)的氣體壓力； （ 4）活塞敲擊激勵(lì)計(jì)算：計(jì)算活塞對(duì)缸套的作用力； 分析方法： ? 采用子結(jié)構(gòu)法計(jì)算曲軸系統(tǒng)的作用力； ? 采用集中質(zhì)量模型計(jì)算配氣結(jié)構(gòu)的作用力； ? 采用熱力學(xué)分析軟件計(jì)算燃燒壓力； ? 采用專業(yè)軟件計(jì)算活塞對(duì)缸套的作用力； ? 建立發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋、缸體、框架、油底殼子結(jié)構(gòu)模型； ? 多體動(dòng)力學(xué)有限元模型： cylinder block, bedplate, cylinder head. 連接螺栓通過 RBE單元連接；接觸面通過 MPC單元（僅僅限制垂直方向）。 NA發(fā)動(dòng)機(jī)在進(jìn)行性能試驗(yàn)時(shí)，機(jī)油濾清器支座螺栓發(fā)生斷裂。 因此 ， 避開 200Hz內(nèi)的機(jī)油濾清器總成中低頻共振現(xiàn)象是解決螺栓斷裂的主要手段 。 圖 圖 4還顯示：濾清器支座在三個(gè)方向都有共振產(chǎn)生 （ 即 X、 Y、 Z向 ） ， 其中 ， 共振最明顯的方向是 Z向 。 連接螺栓斷裂分析 從圖 3可以看出 ， 共振頻率為發(fā)動(dòng)機(jī) 2階次頻率 。圖 5圖示了支架振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，從圖中看出， 3820 rpm對(duì)應(yīng)的二階次頻率為 ,計(jì)算值結(jié)果與測(cè)試值的誤差為 %。 從圖中可以看出，一階共振為支架總成在 XY平面內(nèi)的擺動(dòng)，該擺動(dòng)將在螺栓內(nèi)產(chǎn)生反復(fù)作用的剪切應(yīng)力和變形，同時(shí)，將在缸體安裝凸臺(tái)中產(chǎn)生反復(fù)的拉伸和壓縮作用（凸臺(tái)可簡(jiǎn)化成簡(jiǎn)支梁）。 ? 支架總成的振動(dòng)特性 圖 3為支架模態(tài)分析有限元模型，包括支架、發(fā)電機(jī)、空壓機(jī)和皮帶輪： 對(duì)發(fā)電機(jī)支架總成進(jìn)行約束模態(tài)分析，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的二階激勵(lì)最大，因此，如果支架的共振頻率低于 200Hz，在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行期間將產(chǎn)生共振。圖 2為有限元模型，包括缸體、支架、連接螺栓以及簡(jiǎn)化的發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)模型。改進(jìn)后，電機(jī)安裝凸臺(tái)及連接螺栓斷裂的故障得以排除。最后，對(duì)發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)進(jìn)行了 動(dòng)平衡測(cè)試。因此，建立了包括發(fā)電機(jī)和空壓機(jī)簡(jiǎn)易模型的支架有限元模型，并進(jìn) 行了約束模態(tài)分析。 最大應(yīng)變值不應(yīng)超過 強(qiáng)度極限所對(duì)應(yīng)的應(yīng)變值 。 Overload工況下 ， 材料允許塑性變形 ， 此 時(shí)最高應(yīng)力小于強(qiáng)度極限便可接受 。 ? 模態(tài)分析任務(wù)完成后 ， 應(yīng)進(jìn)行動(dòng)力總成懸置支架的強(qiáng)度分析 。 ? 一階固有頻率應(yīng)大于一定量值；若小于該值 ， 就需要進(jìn)行重點(diǎn)關(guān)注 ， 提出改進(jìn)建議；一階固有頻率絕對(duì)不可低于 200Hz。動(dòng)力總成懸置支架的模態(tài)分析，需要將 動(dòng)力總成的剛體模型與懸置支架組合起來，分析其自由模態(tài)。 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架分析 動(dòng)力總成懸置支架是發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)傳遞的關(guān)鍵部位，對(duì)汽車 NVH性能有重大影響。通過分析，可以了解 : a 缸蓋的溫度和
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