胡飛孔

(武漢市船舶檢驗(yàn)所，湖北武漢 430030)

柴油機(jī)曲軸有限元分析

胡飛孔

(武漢市船舶檢驗(yàn)所，湖北武漢 430030)

利用Pro/E建立某中速柴油機(jī)曲軸的三維實(shí)體模型，在Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，導(dǎo)入MSC.Patran對(duì)其進(jìn)行應(yīng)力分析，并對(duì)該曲軸進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

柴油機(jī);曲軸;有限元

0 引言

曲軸作為柴油機(jī)中最主要的運(yùn)動(dòng)部件之一，其強(qiáng)度在很大程度上決定并影響著柴油機(jī)的可靠性和壽命。柴油機(jī)曲軸受力相當(dāng)復(fù)雜，包括氣缸內(nèi)的燃?xì)鈮毫鬟f到曲柄銷上的力、活塞的往復(fù)慣性力、曲軸輸出端扭矩的作用以及曲軸本身旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)慣性力。在這些周期性變化的載荷作用下，曲軸各個(gè)部位將產(chǎn)生交變的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。加上曲軸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其橫截面在軸線方向上急劇變化，導(dǎo)致曲軸應(yīng)力分布極不均勻，尤其在曲臂與曲柄銷、曲臂與主軸頸過渡圓角處產(chǎn)生嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象，有的在油孔附近也有應(yīng)力集中產(chǎn)生。所以在曲軸設(shè)計(jì)中，保證曲軸足夠的疲勞強(qiáng)度是首要問題。本研究采用Patran/Nastran有限元分析軟件對(duì)某中速柴油機(jī)曲軸進(jìn)行了應(yīng)力分析。

1 模型建立

1.1 三維實(shí)體模型的建立

利用Pro/E軟件建立曲軸的三維實(shí)體模型。考慮到曲軸上面的某些細(xì)微尺寸對(duì)網(wǎng)格劃分的影響，在建模中保留軸頸處的過渡圓角及曲柄銷上面的油孔，忽略曲柄臂上的螺栓孔、油孔及曲柄銷上油孔的倒角，其實(shí)體模型如圖1所示。

圖1 曲軸的三維實(shí)體模型

1.2三維有限元模型的建立

曲軸采用了4面體4節(jié)點(diǎn)(Tet4)單元?jiǎng)澐?，基本單元尺寸?0 mm，最小單元尺寸為2 mm;共生成33 198 645個(gè)單元，75 471個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2 邊界條件的建立

2.1 載荷邊界條件

圖2為正置直列式曲柄—連桿機(jī)構(gòu)的幾何關(guān)系示圖。F為活塞慣性力與氣缸內(nèi)氣體壓力的合力，F(xiàn)c為連桿作用于連桿軸頸的力，F(xiàn)N和FT分別是Fc分解出的法向力和切向力;FH為活塞側(cè)推力，OB為曲柄，AB為連桿，A為連桿小端與活塞銷結(jié)合點(diǎn)，B為連桿大端與曲柄銷結(jié)合點(diǎn)，O為曲柄回轉(zhuǎn)中心;α為曲柄轉(zhuǎn)角，順時(shí)針為正;β為連桿擺角，向右為正;ω為曲軸回轉(zhuǎn)角速度;x為活塞位移，向下為正［1］。

圖2 曲柄—連桿機(jī)構(gòu)受力分析圖

柴油機(jī)曲軸需要考慮的載荷主要有:連桿作用于連桿軸頸的氣體力;連桿活塞組的往復(fù)慣性力Pjp;平衡重及曲軸繞曲軸中心線旋轉(zhuǎn)的離心力Fp。連桿作用于連桿軸頸的力Fc主要由2部分組成:連桿活塞組慣性力Pjp的側(cè)推力分力和氣缸內(nèi)氣體壓力P的側(cè)推力分力，即:

連桿推力Fc傳遞至連桿軸頸，可分解為法向力FN和切向力FT。

連桿軸頸受到的總法向力FNn為:

式中:D為柴油氣缸直徑;P為柴油機(jī)缸內(nèi)的氣體壓力;R為曲柄半徑;λ為連桿長(zhǎng)度參數(shù);Gp為連桿活塞組重量;g為重力加速度;mp為平衡重及曲柄臂的質(zhì)量;FP為平衡重和曲軸的旋轉(zhuǎn)離心力。

通常情況下，直列6缸柴油機(jī)第3拐最危險(xiǎn)［2］.由示功圖可知，曲柄轉(zhuǎn)角為12°，并可算出其他缸的連桿軸頸載荷受力值。

曲軸的載荷按軸向呈2次拋物線分布，圓周方向按120°余弦分布［3］，其分布圖如圖3所示。圖中，R為曲柄半徑，qmax為載荷在軸向分布時(shí)的最大值，qx為載荷分布函數(shù)，O為曲柄銷的中點(diǎn)，L為1/2曲柄銷長(zhǎng)度，x為曲柄銷上一點(diǎn)距O點(diǎn)的距離，其變化范圍為-L到L，θ為曲柄銷上一點(diǎn)與Z軸的夾角，其變化范圍為-b到b。

圖3 曲柄銷壓力分布圖

(1)載荷在軸向2次拋物線分布:

(2)載荷在圓周120°范圍內(nèi)余弦分布:

(3)F可通過雙重積分得到:

(4)載荷密度分布函數(shù)為:

根據(jù)上述公式，可依次得到各缸法向和切向的載荷密度分布函數(shù)，分別建立各缸柱坐標(biāo)，對(duì)法向和切向分別進(jìn)行加載。

2.2 約束邊界條件

約束自由端方向上曲軸端面的6個(gè)自由度，對(duì)曲軸主軸頸約束其徑向X，Y方向的自由度［4］。

3 計(jì)算結(jié)果分析

圖4為曲軸變形云圖，圖5為曲軸應(yīng)力云圖。

圖4 曲軸變形分布(單位:mm)

圖5 曲軸應(yīng)力分布(單位:MPa)

曲軸在曲柄臂與主軸頸、曲柄臂與連桿軸頸的過渡圓角處容易產(chǎn)生應(yīng)力集中。由于將第3缸發(fā)火時(shí)作為計(jì)算時(shí)刻，所以，曲軸的最大應(yīng)力值出現(xiàn)在3缸曲柄臂與主軸頸過渡圓角處，應(yīng)力值為96 MPa。

曲軸主軸頸許用疲勞強(qiáng)度值按照《鋼質(zhì)海船入級(jí)建造規(guī)范》由式(13)計(jì)算:

式中:σDW為曲軸主軸頸許用疲勞強(qiáng)度;K為未作表面處理的鍛造、鑄造曲軸的系數(shù); Rm為曲軸材料抗拉強(qiáng)度值;DG為主軸頸直徑;RG為主軸頸圓角半徑。

計(jì)算出主軸頸的許用疲勞強(qiáng)度為288.7 MPa，曲軸最大應(yīng)力值為96 MPa，可得其安全系數(shù)為3，安全系數(shù)大于所要求的1.15，故該曲軸強(qiáng)度滿足要求。

4 結(jié)論

(1)通過對(duì)整根曲軸的應(yīng)力分析，得知主軸頸與曲柄臂的過渡圓角處的應(yīng)力最為集中，符合曲軸應(yīng)力集中的基本規(guī)律。

(2)選用應(yīng)力集中區(qū)的最大值進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算，過渡圓角處的安全系數(shù)達(dá)到了設(shè)計(jì)要求，說(shuō)明該曲軸強(qiáng)度滿足要求。

［1］ 陳大榮.船舶柴油機(jī)設(shè)計(jì)［M］.北京:國(guó)防工業(yè)出版社，1980.

［2］ 成中清，蔡敢為，周曉蓉，李巖舟.6108柴油機(jī)曲軸有限元分析［J］.裝備制造技術(shù)，2010，(1):27-29.

［3］ 龔立新.發(fā)動(dòng)機(jī)連桿靜態(tài)與動(dòng)態(tài)的有限元分析研究［D］.大連:大連理工大學(xué)，2007.

［4］ 趙俊峰.8L250系列柴油機(jī)曲軸強(qiáng)度計(jì)算與仿真研究［D］.武漢:武漢理工大學(xué)，2010.

TK42

A

2011-09-26

胡飛孔(1977-)，男，工程師，從事輪機(jī)檢驗(yàn)方面的工作與研究。