cae技術在發(fā)動機開發(fā)中的應用-文庫吧資料
2024-08-27 11:26本頁面
【正文】 應力是否滿足設計要求； b 缸套中是否需要搭橋； c 缸套熱變形與機械變形疊加后，能否滿足設計要求。見圖 3。缸套壁面燃氣側的邊界條件最難確定，在內燃機的一個循環(huán)內，壁面分別與燃氣、活塞環(huán)、潤滑油以及曲軸箱流體接觸，準確模擬時，可以考慮潤滑過程和活塞結構，采用熱阻模型，將缸套壁面分段處理后得到壁面邊界條件。建立基于 “ 系統(tǒng) ” 、 “ 三維 ” 、 “ 耦合 ” 概念的內燃機整機傳熱模擬模型， 分析模型和分析過程可指導內燃機設計過程。 圖 4和圖 5為計算得到的歧管外壁面的邊界條件；圖 6和圖 7為計算得到的歧管內壁面的邊界條件。圖 2為外表面?zhèn)鳠徇吔鐥l件計算的整體和局部CFD網格，圖 3為歧管的網格模型。對 5個機型進行了耦合計算，解決了各機型 排氣歧管的裂紋失效問題，圖 1為某發(fā)動機排氣歧管的裂紋失效。首先，建立發(fā)動機水套的 CFD計算模型，計算發(fā)動機冷卻水與缸蓋壁面的對流換熱系數和環(huán)境溫度： 圖 1為有限元模型，包括 1/4缸蓋、進排氣閥、座圈、氣門導管，圖 2和圖 3為 CFD計算出的邊 界條件。工藝上，采取滾壓以避免裂紋產生源。 內部區(qū)域亦出現低安全因子區(qū)域，原因同樣為過強的約束。對于冷態(tài)發(fā)動機，安全因子都大于 ，對于熱態(tài)發(fā)動機，有兩個區(qū)域的安全因子小于 。 b) 螺栓預緊力 F b ， m in ＝ 4 3 k N 法向壓力 N F b m in e) 動軸瓦載荷 F d yn ＝ 3 2 k N 剪切應力 Q BL d) 螺栓預緊力－動軸瓦載荷 N F b m a x － N Bl m a x a) 螺栓預緊力 F b ， m a x ＝ 4 5 . 5 k N 法向壓力 N F b m a x c) 動軸瓦載荷 F d yn ＝ 3 2 k N 法向壓力 N BL BL f) 在螺栓預載荷下的滑動應力 181。 在計算中可以用以下公式來評估滑動特性， ??FN |Q| ? 0。 螺栓裝配載荷工況應力分布 動軸瓦載荷工況（ Fdyn＝ 32kN）應力分布 接觸壓力分析 缸體和框架之間分界面的壓力分布應該估算以發(fā)現在兩零件之間是否有相對滑動，從而調整螺栓預緊力。 按照彈性處理時 ， 除螺紋以及螺栓頭部（ 螺母 ） 下的區(qū)域外 ， 最大當量應力都應該小于屈服極限 。 需要特別注意動軸瓦載荷工況引起的變形 ， 如圖 ,， 在 Y向的變形是 ， X向是 ， 而軸承間隙是 40μm ，變形小于間隙 ， 這樣就可以保證最小油膜厚度 。對螺栓預緊力載荷工況引起的變形可以不予考慮 (在裝配螺栓后對軸瓦孔要機加工 ， 變形被排除 )。采用 ABAQUS軟件完成分析過程。采用 2階修正單元并通過接觸主從面上單元的對應性來保證計算精度 和收斂性。 在指定工況下找到對應曲柄銷圓角上的危險點的位置 。此外 ， 發(fā)動機經磨合后 ， 軸承摩擦副將獲得更好的配合 ，也是原因之一 。 據資料統(tǒng)計 ， 有一些發(fā)動機軸承 ， 即使在小的最小油膜厚度下 ， 仍然有較好的工作可靠性 。 最小油膜厚度為 。 例 : L NA CBR Engine with VVT (B S = mm mm) ? Setup of simulation model ? Investigations on the valve timing and the lift profiles for intake and exhaust ? Investigations on the dimensions of the intake system ? Investigations on the dimension of the exhaust system ? Evaluation of the influence of the portflow characteristics ? Evaluation of the influence of the pressure losses in the intake and exhaust systems ? Prediction of fullload performance ? The following engineering targets (RON 95) had to be considered for the performance calculations: Rated power: 87 kW (+0/3%) 6200 rpm Max. torque: 147 Nm (+0/3%) 4300 rpm
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