基于多體動力學(xué)和有限元法的柴油機(jī)供油凸輪仿真研究.pdf

1、供油凸輪機(jī)構(gòu)是柴油機(jī)的重要組成部分，它的正常運(yùn)行與否不僅關(guān)系到柴油機(jī)的供油規(guī)律和缸內(nèi)燃燒情況，還直接影響柴油機(jī)的整機(jī)效率和船舶的運(yùn)行安全。本文的研究對象——8G32型柴油機(jī)，在運(yùn)行的過程中檢測到多缸供油凸輪表面發(fā)生點(diǎn)蝕和剝落現(xiàn)象，嚴(yán)重影響了柴油機(jī)的安全運(yùn)行。本文運(yùn)用多體動力學(xué)分析和有限元分析相結(jié)合的方法，對該型號柴油機(jī)的供油機(jī)構(gòu)進(jìn)行了多種工況下的仿真研究，對找出凸輪失效原因并進(jìn)行改進(jìn)具有重要的實際意義。
　　在多體動力學(xué)計算中，分

2、別進(jìn)行了剛性體動力學(xué)計算和剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)計算。在進(jìn)行剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)計算前，對凸輪軸分別進(jìn)行了自由狀態(tài)和約束狀態(tài)下的模態(tài)分析，生成了模態(tài)中性文件，利用柔性體凸輪軸對剛性體凸輪軸進(jìn)行替換，以進(jìn)行剛?cè)狁詈嫌嬎恪?br>　　在有限元分析中，首先利用多體動力學(xué)分析的計算結(jié)果作為邊界條件，對多種工況下的凸輪副進(jìn)行了最大受力位置的接觸應(yīng)力計算和分析。然后，根據(jù)接觸應(yīng)力分析得到的結(jié)果對其進(jìn)行了額定工況下的疲勞壽命計算。最后，根據(jù)計算和分析結(jié)果提出了對滾

3、輪從動件外形進(jìn)行改進(jìn)和提高凸輪表面熱處理工藝等優(yōu)化建議。
　　多體動力學(xué)計算結(jié)果表明，在剛性體分析中，從動件的運(yùn)動規(guī)律和凸輪受力狀況存在少許震蕩，整體運(yùn)動規(guī)律符合實際情況，沒有產(chǎn)生飛脫現(xiàn)象；凸輪表面的受力情況符合實際供油規(guī)律，存在少量震蕩，計算得到的凸輪副最大受力為126660N。在剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)分析中，凸輪副最大受力為112860N，剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)計算得到的運(yùn)動規(guī)律和受力情況曲線與剛性體動力學(xué)計算得到的結(jié)果曲線相比，更加平緩，符

4、合柔性體動力學(xué)的特點(diǎn)。
　　有限元計算結(jié)果表明，在接觸應(yīng)力方面，凸輪表面的應(yīng)力均呈現(xiàn)兩頭大、中間小的分布規(guī)律。其中，怠速工況下凸輪表面應(yīng)力最小，額定工況次之，最大功率轉(zhuǎn)速工況下凸輪應(yīng)力最大。各種工況下，凸輪表面最大受力時刻對應(yīng)的應(yīng)力集中處的最大接觸應(yīng)力分別為3100MPa、3280MPa和3350MPa，均超過了凸輪表面的理論許用應(yīng)力值1416MPa。為了驗證計算的準(zhǔn)確性，還進(jìn)行了額定工況下凸輪接觸對的理論赫茲應(yīng)力計算，結(jié)果表明凸

5、輪表面接觸應(yīng)力為1546MPa，與仿真分析中除開應(yīng)力集中位置的部位的平均應(yīng)力相近，但是遠(yuǎn)小于應(yīng)力集中處的最大應(yīng)力3280MPa，產(chǎn)生這種差別的原因主要是理論計算沒有考慮到凸輪表面的應(yīng)力集中現(xiàn)象。疲勞計算結(jié)果表明，凸輪軸的疲勞壽命為70.35?10次循環(huán)，按照凸輪每天工作6小時進(jìn)行計算，其表面上的最大應(yīng)力集中點(diǎn)在額定工況下工作32天后就有可能發(fā)生疲勞破壞。
　　對滾輪外形設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化的計算結(jié)果表明，將滾輪設(shè)計成鼓型弧長半徑為5000

6、mm的鼓型滾輪時，額定工況下凸輪表面最大應(yīng)力為1880MPa，小于改進(jìn)前的3280MPa。按照凸輪軸每天工作6小時進(jìn)行疲勞計算，能將凸輪軸的使用壽命延長至163天，有效地改善了凸輪表面的應(yīng)力集中現(xiàn)象。但是，要徹底解決該凸輪表面的疲勞失效問題，還需要從表面熱處理和其他方面著手，對其進(jìn)行綜合改進(jìn)。經(jīng)過分析得出，將凸輪表面的熱處理工藝改進(jìn)成：正火920℃?1 h空冷，淬火810℃?1 h油冷，回火230℃?1.5 h空冷時，得到的凸輪軸組織為