8135柴油机机体的动态特性分析

概述了国内135柴油机行业首次推出的8135柴油机机体的模态分析试验，并对试验结果进行了分析，由此得出了机体动态修改分析结果：与原安装方式相比，在机体中间增加两个固定安装支架，变形最大的第四缸变形减小，主轴承孔变形较大处由前端主轴承孔变为第六缸主轴承孔。     

某船用柴油机机体主轴承壁的有限元分析和结构优化

考虑接触滑移模型,选取典型特征工况并耦合映射动力学轴承载荷,开展了轴承孔的变形分析以及结合面的相对滑移和主轴承壁的高周疲劳分析;以此为依据对某直列8缸船用柴油机的机体主轴承壁结构进行了优化设计。结果表明:优化后的主轴承壁的刚度得到明显改善,主轴承孔变形更为均匀,机体和主轴承盖结合面的相对接触滑移得到进一步减小,降低了微动疲劳磨损的风险。     

DF7型机车柴油机机体镗孔后主轴承孔中心线上移问题的处理

1 问题的提出 DF7型机车装用的12V240ZJ型柴油机机体在大修和中修期间,机体的主轴承孔变形严重,经常出现主轴承座和主轴承盖裂纹,需要焊接和镗孔处理.机体主轴承座与主轴承盖之间采用齿形面结合,为了保证接触面积,在镗孔前需要磨齿研配.由于机体长期的使用与多次修理,会造成主轴承孔中心线上移,主轴承孔中心线上移会造成自由端齿轮箱中各齿轮中心线之间的相对位置发生变化.我段曾经发生几例这种类型故障,如表1所列.     

493柴油机机体强度及缸孔安装变形有限元分析

建立了某柴油机机体、气缸盖、气缸垫、主轴承盖等的有限元模型;运用非线性有限元软件,模拟了各个部件间的接触关系;计算了柴油机在螺栓预紧工况和爆发压力工况下的应力和应变,确定了最大应力部位,对机体进行了静态及疲劳安全强度校核,并对缸孔的安装变形进行了分析与评价。此方法可为发动机机油消耗评估及机体的改进设计提供依据。     

6110型柴油机机体组件的有限元分析

利用有限元分析技术对 6 110型柴油机的机体、缸盖、曲轴、主轴承盖、缸套、飞轮壳等柴油机主要零部件的组合部件进行了结构强度和刚度分析 ,获得了结构改进的依据。利用专业的三维造型软件Pro/Engineer建立了较为精确的机体、缸盖、曲轴、主轴承盖、缸套、飞轮壳等零件的三维模型 ;用试验方法获得边界条件 ,并用试验结果标定有限元计算模型 ,从而获得了较好的计算结果。     

中小型柴油机的简易修理(续十)

<正> 8轴瓦的修理中小型柴油机的连杆轴瓦、曲轴主轴承和凸轮轴轴承,绝大部分用的是滑动轴承。柴油机用久了,轴承就会出现磨损或裂纹、脱壳等情况,当轴承严重损坏时,就要换新的轴承或用手工方法及离心方法来重新浇铸。但是,在配件不足重新浇铸轴瓦有困难,而旧轴瓦磨损和损坏又不大的情况下,可以做些简单的手工修理后继续使用。 8.1轴瓦常见缺陷及其产生的原因 8.1.1各道主轴瓦磨损不均各道主轴瓦磨损不均主要是由于曲轴中心线产生挠曲造成的。而各轴瓦磨损量不同则由于:各缸马力不一致;机油含有固体杂质,使机油不能平均分布于各道主轴瓦中,杂质多的轴瓦磨损就较大;个别主轴承过热;各轴瓦耐磨合金成分不同。     

N490型柴油机机体强度有限元分析

利用Pro/Engineer软件建立了N490型柴油机机体三维模型,并对其进行合理简化,在AnsysWorkbench中对三维实体模型进行网格划分,得到有限元模型,对机体受力和载荷进行了分析和简化,分别计算了在各缸最大爆发压力工况下的应力和变形,计算结果表明：应力集中主要出现在作功气缸的机体顶面螺栓孔附近、轴承孔附近以及隔板的加强筋处,机体中间隔板和主轴承盖刚度较差,获得的结论对指导发动机机体结构改进设计具有一定的参考价值。     

160系列柴油机讲座(2)

<正> 2 主要固定件 2.1 机体机体是柴油机的骨架,在它的内外安装着柴油机的各种零部件。柴油机工作过程中,机体承受着气体燃烧压力等各种力的作用。为保证柴油机工作安全可靠,在材料与结构上必须保证机体有足够的强度和刚度,以及良好的制造精度,以使各安装零件间的相对位置正确并且配合精密。 160柴油机机体为机座式,整体铸造结构是以各气缸套座孔为中心。在水平隔板以上,由各缸间的立板分隔出各缸冷却水腔。在立板上,又有一个拱型孔,使各缸水腔相通。主隔板在水平隔板的下     

基于有限元的某柴油机主轴承壁结构优化

基于接触滑移和轴瓦过盈模型,选取典型特征工况并施加动力学轴承载荷,对某柴油机进行有限元机体应力分析和主轴承壁高周疲劳分析;根据模型的仿真分析结果对机体的部分结构进行优化设计,更改主轴承盖螺栓孔与机体螺栓孔的直径和相对位置,增加主轴承盖与机体的接触面积。结果表明:优化后的机体主轴承壁应力分布情况得到了改善,主轴承盖与机体接触面的疲劳系数明显降低。     

机加工解决柴油机机体铸造难题探讨

机加工解决柴油机机体铸造难题探讨东风朝阳柴油机公司杨馥，尹玉勤，刘国治某些公司生产的６１０５型柴油机机体是在６１０２型柴油机机体基础上，通过扩缸而成型的。６１０５型与６１０２型柴油机机体的外型尺寸长都是７４０ｍｍ，其缸心距为１１８ｍｍ。６１０２型机体...     

S195G型柴油机主轴承盖密封可靠性分析及治理

本文根据旋转唇形密封理论，引用了初始力矩Ｍ１和无量纲因子Ｎ１／Ｎ０，分析影响Ｓ１９５Ｇ型柴油机曲轴油封的密封的主要因素，提出了切实可行的改善密封的方法．对于主轴承盖与机体结合面之间的密封，本文根据法兰垫片密封理论，对Ｓ１９５Ｇ型柴油机主轴承盖与机体的连接进行分析，提出了改进措施。     

东风7B型机车柴油机主轴承螺栓断裂故障分析与改进

东风7B型机车运用中柴油机主轴承螺栓断裂故障时有发生,分析认为主要有3方面原因①螺栓本身的原因;②组装过程中产生和遗留的问题;③柴油机其他方面的状态对主轴承螺栓产生的影响.对主轴承螺栓的结构进行了改进.     

基于有限元分析的船用柴油机机体轴承孔镗削技术研究

以船用柴油机机体主轴承孔镗削过程为研究对象,运用Deform-3D仿真软件,对比分析了不同加工参数下主轴承孔镗削过程中的切削力与加工表面应力情况;以此验证了加工工艺参数的合理性以及装夹方式的有效性。     

高强化柴油机主轴承壁结构优化研究

某高强化柴油机机体疲劳试验发现:机体主轴承壁发生断裂故障,裂纹起始位置主要为第2档主轴承壁螺纹孔根部.针对此故障,采用有限元法进行主轴承壁疲劳强度计算,并进行螺纹子模型计算,根据计算分析结果,优化机体主轴承壁结构.结果表明:螺纹子模型仿真分析方法可以有效评估主轴承壁结构强度;螺栓尾部变形过大是造成主轴承壁断裂的主要原因,在一定范围内增加主轴承螺栓旋和长度可以有效解决主轴承壁断裂问题.     

柴油机机体主轴承孔的加工方法

国营四川柴油机厂,是中国船舶工业总公司所属中高速、大功率船用柴油机专业制造厂,工厂主要产品有:L+V20/27系列柴油机、12VE230ZC柴油机及斯太尔WD615系列重型车用发动机。主要介绍L+V20/27系列柴油机机体主轴承孔的工艺方法。     

小型柴油机机体结构分析

本文应用试验模态分析技术研究小型风冷柴油机和水冷柴油机机体扩缸前后的动态特性,从固有频率、机体刚度、受迫响应数据、工作面的振动特征等方面比较扩缸机体对工作性能的影响;扩缸机体有基本相同的动态特性和变形,对工作无根本影响;分析机体各部分结构对柴油机工作性能的影响,对机体结构优化设计,提高动态特性具有一定的指导意义。     

小型柴油机机体结构分析

本文应用试验模态分析技术研究小型风冷柴油机和水冷柴油机机体扩缸前后的动态特性,从固有频率、机体刚度、受迫响应数据、工作面的振动特征等方面比较扩缸机体对工作性能的影响;扩缸机体有基本相同的动态特性和变形,对工人无根本影响;分析机体各部分结构对柴油机工作性能的影响。对机体结构优化设计,提高动态特性是具有一定的指导意义。     

X105系列柴油机讲座(5)

<正> 5 润滑系统 X105型柴油机主要运动零件和摩擦副表面采用压力和飞溅相结合的润滑方式。油底壳中机油,从粗滤器和吸油管被机油泵吸入,经水冷式机油冷却器压送至二级并联机油滤清器,此时机油分二路,一路进入离心式精滤器,过滤后流回油底壳;另一路经纸质滤芯式机油滤清器,进入机体主油道,再分流到各主轴承和凸轮轴孔,并经曲轴内斜油孔进入连杆轴承,同时主油道内的机油通过Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ挡凸轮轴孔,经缸盖和摇臂座上油孔及摇臂轴油道进入摇臂。流经前主轴承的机油进入正时惰齿轮轴承和中间齿轮轴承。其他运动零件如气缸套与活塞、连杆小头衬     

主轴承力作用下的多缸内燃机机体结构动力响应分析

以某 4缸柴油机为例 ,在建立机体实体模型及机体结构有限元模态分析的基础上 ,对多缸内燃机机体各部位在曲轴主轴承力作用下的结构动力响应进行了有限元分析 ,得到了内燃机机体裙部不同部位及各缸缸套不同部位的结构动力响应曲线。在此基础上 ,对机体各部位结构动力响应与机体结构模态特征、噪声辐射间的关系以及机体结构振动对缸套与活塞之间流体润滑性能的影响也进行了进一步的讨论 ,从而为多缸内燃机的设计提供了必要的依据。     

柴油机单缸停油主轴承润滑分析

针对柴油机标定工况和单缸停油工况,建立了工作过程的仿真模型,计算了缸内气体压力。基于Reynold方程、Greenwood/Tripp微凸体接触模型和多体动力学模型对主轴承的润滑状态进行分析。以某六缸柴油机为研究对象,以标定工况和50%功率、单缸停油工况为计算工况进行了试验。研究结果表明:第三缸停油最小油膜厚度比标定工况的大,其他缸停油最小油膜厚度均变小,最小值出现在第一缸停油第七主轴承。第一缸停油时,主轴承摩擦功率变小,功率的有效输出能力降低;第七主轴承下轴瓦靠近飞轮一侧的边缘发生微凸体接触。标定工况最小油膜厚度为2.07μm,第一缸停油最小油膜厚度为1.82μm,相差12.1%;标定工况最大油膜压力为52.5MPa,第一缸停油最大油膜压力为50.0MPa,相差4.8%。