肖 民，史萬強(qiáng)

(江蘇科技大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江212003)

6L21/31柴油機(jī)是鎮(zhèn)江中船設(shè)備有限公司引進(jìn)MAN公司生產(chǎn)許可證生產(chǎn)的船用中速柴油機(jī)。在實(shí)際運(yùn)行過程中，曲軸的某些部位出現(xiàn)裂紋。為此，對6L21/31型船用中速柴油機(jī)進(jìn)行動力學(xué)仿真及曲軸應(yīng)力分析。

1 6L21/31柴油機(jī)虛擬樣機(jī)的建立

1.1 三維實(shí)體模型的建立

參照6L21/31柴油機(jī)圖紙，運(yùn)用Pro/E3.0建模軟件，建立該型柴油機(jī)曲柄-連桿機(jī)構(gòu)及相關(guān)零部件的三維實(shí)體模型，模型包括以下部分:①固定件，機(jī)架、缸套、主軸承蓋、軸瓦;②運(yùn)動件，曲軸、連桿組件、活塞組件、飛輪、聯(lián)軸節(jié)及平衡塊。為了保證仿真的準(zhǔn)確性，主要運(yùn)動部件的三維模型應(yīng)嚴(yán)格按照6L21/31柴油機(jī)圖紙來建立。固定件模型的建立在保證其結(jié)構(gòu)輪廓基本準(zhǔn)確，重心位置正確的前提下，應(yīng)當(dāng)盡量簡化模型，以提高模型仿真的效率。之后按照各個零部件實(shí)際配合關(guān)系，在Pro/E虛擬裝配模塊中進(jìn)行裝配。所建立6L21/31型柴油機(jī)曲柄連桿活塞機(jī)構(gòu)及相關(guān)零部件三維實(shí)體裝配模型見圖1。

1.2 多剛體模型的建立及導(dǎo)入ADAMS

圖1 6L21/31柴油機(jī)主要運(yùn)動機(jī)構(gòu)三維模型

Mechanism/Pro2005是MDI公司開發(fā)的連接三維實(shí)體建模軟件Pro/engineer與機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)仿真分析軟件ADAMS的接口模塊［1］，二者采用無縫鏈接的方式，即不需要退出Pro/engineer應(yīng)用環(huán)境，就可以將裝配完畢的總成根據(jù)其運(yùn)動關(guān)系定義為機(jī)械系統(tǒng)模型，進(jìn)行基本的剛體定義和約束施加，之后將模型導(dǎo)入到ADAMS中進(jìn)行動力學(xué)仿真研究。

6L21/31柴油機(jī)多剛體模型的建立分以下幾步進(jìn)行。①統(tǒng)一單位制，在Pro/engineer環(huán)境下，將裝配模型的所有零部件單位制都設(shè)置為毫米千克秒(mm·kg·s)。②定義剛體。剛體定義通過在Mechanism/pro中(By Selection)手動逐個添加的方式實(shí)現(xiàn)［2］，其定義原則為:無相對運(yùn)動的兩個或多個相鄰零件，若具有相同材料即可定義為一個剛體。③添加約束，6L21/31柴油機(jī)的虛擬樣機(jī)需要用到以下幾個類型的約束:固定副、旋轉(zhuǎn)副、移動副，每兩個相互接觸剛體之間都存在至少一種約束，可在建立多剛體模型時于Mechanism/pro中添加。完成以上三個步驟后，通過接口模塊Mechanism/pro即可導(dǎo)入Adams中。其導(dǎo)入后視圖見圖2。

圖2 ADAMS環(huán)境下6L21/31柴油機(jī)虛擬樣機(jī)模型

1.3 ADAMS虛擬樣機(jī)參數(shù)設(shè)置

建立完整的虛擬樣機(jī)，還需要設(shè)置模型參數(shù)、施加驅(qū)動載荷及轉(zhuǎn)速等。

1)設(shè)置模型參數(shù)。參考二維圖紙及金屬材料手冊等一些資料對零部件材料的名稱、密度、彈性模量和泊松比進(jìn)行相應(yīng)設(shè)置。

2)設(shè)定曲軸轉(zhuǎn)速。曲軸轉(zhuǎn)速根據(jù)仿真選定的工況來設(shè)定，本文選擇在900 r/min轉(zhuǎn)速的6L21/31柴油機(jī)額定工況下進(jìn)行仿真研究，由于在ADAMS中轉(zhuǎn)速用(°)/s來表示，因此轉(zhuǎn)速設(shè)定為5 400(°)/s。

3)施加載荷。缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系曲線參照真實(shí)柴油機(jī)試驗(yàn)測得的缸壓數(shù)據(jù)，并以力的形式施加，通過ADAMS中Spline(樣條曲線)功能完成。先將缸壓曲線圖轉(zhuǎn)化為壓力隨時間變化的關(guān)系，用txt文檔將數(shù)值保存下來，然后于ADAMS中將txt文檔導(dǎo)入為Spline格式的文件［3］，加載到每缸活塞頂部。圖3所示為測試得到的第一缸缸內(nèi)氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系曲線，曲軸轉(zhuǎn)角0°時為壓縮行程結(jié)束上止點(diǎn)位置，最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在上止點(diǎn)后約11.25°位置。完成以上的三個步驟后，6L21/31柴油機(jī)虛擬樣機(jī)模型就建立起來了。

圖3 缸內(nèi)壓力變化

2 動力學(xué)仿真分析

2.1 仿真運(yùn)行

在ADAMS中對建立的6L21/31型柴油機(jī)虛擬樣機(jī)進(jìn)行仿真運(yùn)行，將仿真時間設(shè)置為0.266 67 s(額定工況轉(zhuǎn)速下兩個周期的時間)，仿真步數(shù)為288。計算機(jī)上運(yùn)行數(shù)分鐘后，即完成6L21/31柴油機(jī)虛擬樣機(jī)的仿真，得到了一系列動力學(xué)特性參數(shù)。由于6L21/31柴油機(jī)6個缸的曲柄連桿活塞機(jī)構(gòu)運(yùn)動規(guī)律完全相同，只是彼此相差一個相位角，故文中僅選取第一缸的曲柄連桿活塞機(jī)構(gòu)作為研究對象。

2.2 曲柄連桿活塞機(jī)構(gòu)的動力學(xué)分析

活塞銷所受合力對比見圖4。

圖4 活塞銷合力對比

從圖4中可以看出，仿真曲線與理論曲線較吻合，活塞銷所受合力的峰值出現(xiàn)在上止點(diǎn)后約11°位置，即371°，這與最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在上止點(diǎn)后11.25°的位置是一致的。仿真得到的活塞銷所受合力最大值為6.195×105N，而理論計算得到的最大值為6.156×105N，誤差為0.63%。此誤差說明虛擬樣機(jī)仿真是準(zhǔn)確的。

由圖5可見，仿真得到連桿所受最大壓應(yīng)力為6.208×105N，出現(xiàn)在上止點(diǎn)后約12°位置，即372°位置，其理論計算最大值為6.184×105N;仿真得到的最大拉應(yīng)力為6.548×104N，出現(xiàn)在0°(720)°位置。連桿所受的最大壓應(yīng)力遠(yuǎn)大于其所受的最大拉應(yīng)力。由圖5還可以看出仿真曲線與理論計算曲線較吻合，曲線中峰值的相對誤差為0.38%。

圖5 連桿推力對比

圖6 活塞側(cè)推力對比

活塞側(cè)推力仿真與理論計算的對比見圖6。從圖6可以看出，仿真得到活塞側(cè)推力最大值為4.962×104N，出現(xiàn)在上止點(diǎn)后約15°位置，即375°位置。與活塞銷合力及連桿推力不同，前兩者都是隨著最大爆發(fā)壓力的出現(xiàn)達(dá)到最大，而活塞側(cè)推力最大值的出現(xiàn)有所滯后，比最大爆發(fā)壓力點(diǎn)滯后約3.75°。造成這一現(xiàn)象的原因是活塞銷合力及連桿推力主要受缸內(nèi)氣體燃燒壓力的影響，而活塞側(cè)推力除了受缸內(nèi)氣體壓力外，連桿的擺角也有著密切的關(guān)系。這兩個因素的共同作用使得活塞側(cè)推力最大值出現(xiàn)較晚。側(cè)推力的正負(fù)僅表征方向的變化，仿真得到正負(fù)峰值分別為49 623，-13 220 N。

曲柄銷合力是連桿大端作用在曲柄銷上的力，曲柄銷合力對比曲線見圖7。從圖7可以看出，仿真結(jié)果與理論計算結(jié)果在變化趨勢、數(shù)值大小上都較吻合。

圖7 曲柄銷合力對比

3 曲軸動態(tài)應(yīng)力分析

3.1 曲軸剛體的前處理

應(yīng)用ANSYS軟件，對6L21/31型船用中速柴油機(jī)的曲軸進(jìn)行前處理。

3.1.1 曲軸網(wǎng)格的劃分

在劃分曲軸的有限元網(wǎng)格時，一般將曲軸與平衡塊視作為一個模型進(jìn)行整體建模，這樣做的好處是可以在模型柔性化處理時減少定義剛性連接面，減少了工作量，加快了模型在導(dǎo)入到ADAMS中的速度。但這種做法也違背了最大程度模擬實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)環(huán)境下柴油機(jī)曲軸承受載荷情況的原則。虛擬樣機(jī)技術(shù)研究，本身追求的就是仿真模擬，越真實(shí)接近實(shí)際柴油機(jī)零部件的構(gòu)造，就越能夠得到精確的研究成果。因此，采取曲軸與平衡塊分開來建模，在虛擬樣機(jī)中采用固定副連接的方式，將曲軸和平衡塊連接在一起。

經(jīng)驗(yàn)表明，曲軸所受應(yīng)力最大的部位主要集中于曲柄銷與曲柄臂、主軸頸與曲柄臂的過渡連接處［4］，有必要對這些關(guān)鍵位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。對曲軸采用四面體8節(jié)點(diǎn)單元Solid45進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共劃分了83 010網(wǎng)格個單元。完成的有限元網(wǎng)格模型見圖8。

圖8 曲軸有限元模型

3.1.2 剛性區(qū)域的定義

完成網(wǎng)格劃分后，還需將曲軸與其它零件的連接面定義為剛性區(qū)域。曲軸與其它零部件的連接面為:主軸頸與軸承接觸面，曲柄銷與連桿大端襯套接觸面，曲軸與12個平衡塊的接觸面，將這些表面的節(jié)點(diǎn)定義為剛性節(jié)點(diǎn)即完成了剛性區(qū)域的定義，定義后的曲軸有限元模型見圖9。

圖9 曲軸剛性區(qū)域

3.1.3 剛-柔混合模型

利用ANSYS中的Export to ADAMS命令將模型輸出為ADAMS可用的.mnf格式柔性體文件，之后在ADAMS中將曲軸的剛性體模型替換為柔性體，替換完成后剛-柔混合［5］模型，見圖10。

圖10 ADAMS中6L21/31柴油機(jī)剛-柔混合體模型

3.2 剛-柔混合模型仿真

對新建立的剛-柔混合虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行仿真，仿真運(yùn)行的設(shè)置與之前該柴油機(jī)剛性體虛擬樣機(jī)仿真相同。完成仿真運(yùn)行之后，就可以對曲柄所受的動態(tài)應(yīng)力［6］分布情況進(jìn)行分析。圖11所示為曲軸在柴油機(jī)一個工作循環(huán)內(nèi)，達(dá)到最大應(yīng)力時的應(yīng)力云圖。

圖11 曲軸應(yīng)力云圖

由圖11中可見，曲軸所受應(yīng)力主要集中在曲柄銷與曲柄臂的過渡圓弧處，曲軸的損壞也最容易出現(xiàn)在這些部位，這與實(shí)際工程經(jīng)驗(yàn)是相符的。如圖11，從左到右為自由端到輸出端，分列著的分別為第一、二、三、四、五、六缸。曲軸的最大應(yīng)力就出現(xiàn)在第一缸曲柄銷與第一主軸承側(cè)曲柄臂的過渡圓弧處。此時第一缸處在最大爆發(fā)壓力點(diǎn)，將此處放大可以清楚地看到該處的應(yīng)力分布情況，見圖12，最大應(yīng)力值為298.935 MPa。從仿真時間上來說，在第0.068 69 s的時候?qū)?yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角為370.926°，也就是上止點(diǎn)后10.926°，這與之前剛性體時柴油機(jī)虛擬樣機(jī)達(dá)到最大爆發(fā)壓力點(diǎn)受力最大的位置一致。說明了所建立的剛-柔混合虛擬樣機(jī)模型真實(shí)地反映了6L21/31型船用中速柴油機(jī)額定工況運(yùn)行下的受載荷狀況。

圖12 第一缸曲柄銷局部應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

1)通過對動力學(xué)仿真結(jié)果的分析，可以看出仿真得到活塞銷合力最大為6.195×105N，誤差為0.63%，連桿推力最大為6.208×105N，誤差為0.38%，誤差范圍相當(dāng)小。而活塞側(cè)推力和曲柄銷合力由于受力較為復(fù)雜，雖有稍微的波動，但是其仿真曲線的基本趨勢與理論結(jié)果有較好的一致性，仿真結(jié)果是可信的，表明所建立的虛擬樣機(jī)模型是合理正確的。

2)通過對曲軸的動應(yīng)力分析，可以得出曲軸在額定轉(zhuǎn)速5 400(°)/s下穩(wěn)定運(yùn)行時，最大應(yīng)力值為298.935 MPa，出現(xiàn)在曲軸的曲柄銷與曲柄臂的過渡連接處。這里也是最先出現(xiàn)裂紋并導(dǎo)致最終損壞的地方，建議適當(dāng)增大過渡圓弧處的圓角半徑，可以起到改善應(yīng)力的功效。

3)基于虛擬樣機(jī)技術(shù)，應(yīng)用本文方法，完全可以對6L21/31柴油機(jī)進(jìn)行動力學(xué)仿真研究和動應(yīng)力分析，具有很好的精度，既可減少研發(fā)的成本和周期，也可提高設(shè)計質(zhì)量。

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