柴油机惰轮支架的强度分析与优化

2018-08-31

机械制造 2018年5期

潍柴动力股份有限公司山东潍坊 261061

在结构设计中，惰轮支架作为惰轮质量和皮带力等载荷的主要承载部件，其模态、强度和安全因数等必须满足相关的设计要求，否则将会引起前端轮系损坏。应用有限元分析方法进行结构风险预测，能够缩短研发周期，降低研发成本，已成为工程行业研发分析广泛应用的主要手段［1-2］。

由于柴油机的整车布局发生了变化，笔者因此重新设计了惰轮支架，采用有限元分析方法，建立惰轮支架的有限元分析模型，应用 ABAQUS软件［3-5］进行应力分析，应用 FEMFAT软件进行疲劳安全因数校核［6］，并根据计算结果优化惰轮支架结构［7-8］。

1 有限元建模

1.1 有限元模型

惰轮支架系统的有限元模型如图1所示，由机体、惰轮支架、两个惰轮和四个连接螺栓等部件组成。笔者应用HyperMesh软件［9］对模型进行二维网格划分，并生成四面体非结构化网格，共计254 684个实体单元。为了提高计算精度，对系统中的惰轮支架网格进行了细化，惰轮支架有限元模型如图2所示。为了减少计算量，对机体进行切割，保留部分建模。惰轮支架通过M10连接螺栓固定在机体上，两个惰轮通过连接螺栓固定在惰轮支架上。

▲图1 惰轮支架系统有限元模型

▲图2 惰轮支架有限元模型

1.2 材料性能参数

惰轮支架系统零件的材料及属性见表1。

1.3 边界条件及载荷定义

惰轮支架系统模型的参考坐标系如下：发动机飞轮端指向自由端为正Z向，下端指向上端为正Y向，遵循右手定则。在机体的X轴、Y轴和Z轴方向添加全约束边界条件，限制六个自由度。连接螺栓处添加螺栓载荷，大小为32 kN。最终边界条件和螺栓载荷定义如图3所示。惰轮支架与机体接触面采用摩擦接触定义，其它接触面建立绑定约束。惰轮除了受到重力外，还会受到皮带力，因此创建耦合约束，在惰轮的中心点处添加皮带力载荷，如图4所示。

2 有限元计算结果

2.1 模态分析

应用ABAQUS软件进行模态求解，得到惰轮支架系统的前三阶固有频率，见表2。惰轮支架系统一阶固有频率为326 Hz，高于发动机最高空车转速下的1.2倍点火激励频率（116.8 Hz），不会发生共振现象，因此模态分析结果为满足设计要求。

表1 零件材料与属性

▲图3 边界条件及螺栓载荷定义

▲图4 接触定义

表2 惰轮支架系统前三阶固有频率

2.2 静强度分析

结构静强度设计的基本原则是结构应确保承受各种运行载荷时具有必要的承载能力，一般的静强度要求为构件产生的静应力不大于材料的许用应力。确定许用应力时通常以屈服极限为基准，使结构变形处于弹性范围之内，其强度可靠性通过安全因数予以保障［10-11］。应用ABAQUS软件进行静强度分析，施加螺栓预紧力、皮带力和沿坐标轴方向的15g静力冲击载荷。对惰轮支架进行应力分析，在各冲击方向下惰轮支架应力最大值见表3。在X轴正向冲击方向下存在应力最大值365 MPa，应力分布云图如图5所示。惰轮支架使用的材料抗拉强度为 450 MPa，屈服强度为 310 MPa。惰轮支架的应力最大值超过了材料的屈服极限，零件将会发生塑性变形，静强度不满足设计要求，因而需要优化惰轮支架的结构。