王小龍，唐子淇

（成都大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610106）

前言

曲軸是發(fā)動機(jī)的動力轉(zhuǎn)換和傳力部件，工程設(shè)計(jì)能力直接影響發(fā)動機(jī)的動力性指標(biāo)、可靠性指標(biāo)和耐久性指標(biāo)。隨著行業(yè)競爭的加劇和設(shè)計(jì)方法的革新，企業(yè)多采用有限元法和跨學(xué)科領(lǐng)域的建模仿真法，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期。有限元法是研究復(fù)雜工程問題的數(shù)值模擬方法，求解區(qū)域看作由許多小的在節(jié)點(diǎn)處相互連接的單元子域，進(jìn)行單元網(wǎng)格劃分求解，它能很好地適應(yīng)復(fù)雜的幾何形狀、復(fù)雜的材料特性和復(fù)雜的邊界條件?？鐚W(xué)科仿真平臺使得用戶可以搭建復(fù)雜的多學(xué)科領(lǐng)域系統(tǒng)的模型，快速分析單個元件或系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)性能。利用AMESim多學(xué)科仿真軟件建立發(fā)動機(jī)參數(shù)模型和六個子模型，標(biāo)定設(shè)計(jì)參數(shù)仿真，模擬發(fā)動機(jī)實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)工況下的氣缸壓力、主動轉(zhuǎn)矩規(guī)律曲線，聯(lián)合ADINA有限元軟件將載荷規(guī)律曲線動態(tài)加載到曲軸曲柄銷，得到曲軸瞬態(tài)應(yīng)力應(yīng)變云圖，完成振動模態(tài)分析，按照 GB/T 19055-2003《汽車發(fā)動機(jī)可靠性試驗(yàn)方法》進(jìn)行臺架試驗(yàn)[1]，驗(yàn)證了該型曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。

1 有限元理論模型

1.1 發(fā)動機(jī)曲軸模型相關(guān)參數(shù)

該型曲軸的主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示：

表1 曲軸主要設(shè)計(jì)參數(shù)表

1.2 發(fā)動機(jī)AMESim模型

利用 AMESim軟件搭建發(fā)動機(jī)性能測試模型如圖 1所示，子模型有：燃油供給模型、發(fā)動機(jī)參數(shù)模型、曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型、配氣機(jī)構(gòu)模型、進(jìn)氣系統(tǒng)模型、EGR廢氣再循環(huán)模型、渦輪增壓模型、排氣系統(tǒng)模型等。

圖1 發(fā)動機(jī)主模型

按表1參數(shù)對模型進(jìn)行初始化設(shè)置，發(fā)火順序1-3-4-2，模擬發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 3000r/min時(shí)，仿真測試得到發(fā)動機(jī)各個氣缸曲柄銷的主動轉(zhuǎn)矩曲線，如圖2所示；

圖2 各曲柄銷主動轉(zhuǎn)矩曲線

曲柄銷最大主動轉(zhuǎn)矩為 500N·m，已知曲拐半徑為59mm，計(jì)算得到連桿最大軸向沖擊載荷為22.37kN，最大拉伸載荷為8.81kN。將該結(jié)果作為曲軸有限元分析力的邊界條件，實(shí)現(xiàn)每個曲柄銷的動態(tài)載荷、按做功順序周期性加載，模擬曲軸真實(shí)的受載情況。

1.3 有限元分析

運(yùn)用 CATIA軟件建立曲軸三維實(shí)體模型，忽略內(nèi)部油道，模型另存為STP格式，導(dǎo)入ADINA軟件，定義材料為45鋼，采用有限元瞬態(tài)分析模塊模擬曲軸周期受載，將圖2各曲柄銷主動轉(zhuǎn)矩加載到曲軸的有限元實(shí)體模型上，分析曲軸應(yīng)力變化規(guī)律[2]。

網(wǎng)格劃分：采用四節(jié)點(diǎn)高階四面體固體單元，網(wǎng)格密度3mm，倒角處采用精細(xì)化網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格密度0.5mm，整體網(wǎng)格為自由網(wǎng)格劃分，單元數(shù)為424591個單元。

邊界條件：在曲軸的安裝中心作一個轉(zhuǎn)動中心線和一個固定約束，約束XYZ的平動和YZ的轉(zhuǎn)動。模擬曲軸左右兩端的軸承約束情況，實(shí)際裝配情況和施加約束一致。將連桿軸頸兩個受力面與轉(zhuǎn)動軸線做一個Rigid Link剛性連接。

圖3 應(yīng)力最大時(shí)刻云圖

圖4 節(jié)點(diǎn)應(yīng)力周期變化曲線

荷載添加：提取一個周期9.02s每個缸的轉(zhuǎn)矩載荷曲線，加載到對應(yīng)曲軸連桿軸頸上。發(fā)動機(jī)按照1-3-4-2做功，將一個周期 9.02s的轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)據(jù)作為發(fā)動機(jī)的動態(tài)載荷加載，動態(tài)載荷分別加載至1、2、3、4缸的連桿軸徑上。在1、2、3、4缸主軸頸的X方向添加約束，對曲軸飛輪端、曲軸后端添加X方向的約束。

由曲軸的應(yīng)力變化過程可知，在0.011s時(shí)刻，出現(xiàn)應(yīng)力最大節(jié)點(diǎn)，云圖如圖3所示，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力最大值是節(jié)點(diǎn)21422，提取該節(jié)點(diǎn)應(yīng)力在整個周期的變化曲線，得到該型曲軸的最大應(yīng)力為84.7MPa，如圖4所示。

1.4 曲軸模態(tài)分析

擬定曲軸轉(zhuǎn)速n=3000r/min，著火間隔角180度，激勵頻率為f=2n/60，頻率范圍為20～100Hz。計(jì)算前6階自由模態(tài)[3]，部分模態(tài)振型如圖5、圖6所示。

圖5 Z向一階彎曲振型

曲軸 Z向一階彎曲振型，固有頻率 234Hz，阻尼比4.786%。Y向一階彎曲固有頻率324Hz，阻尼比6.2%。Z向二階彎曲固有頻率572 Hz，阻尼比6.173%。Z向三階彎曲固有頻率627Hz，阻尼比5.24%。

圖6 Z向二階彎扭振型

曲軸 Z向一階彎扭振型，固有頻率702Hz，阻尼比7.812%。曲軸Z向二階彎扭振型，固有頻率909Hz，阻尼比6.396%。曲軸最低頻率為Z向一階彎曲振型234Hz，隨著階次上升，固有頻率逐漸增加，最低固有頻率小于激勵頻率，滿足避開共振的設(shè)計(jì)要求，曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理[4]。

2 整機(jī)臺架試驗(yàn)

2.1 發(fā)動機(jī)耐久試驗(yàn)

圖7 冷熱沖擊界面

曲軸彎曲疲勞失效是非增壓、低扭矩發(fā)動機(jī)最常見的破壞形式[5]。為了真實(shí)測試曲軸的動態(tài)性能，根據(jù)GB/T 19055-2003《汽車發(fā)動機(jī)可靠性試驗(yàn)方法》開展了整機(jī)耐久試驗(yàn)，裝配兩臺發(fā)動機(jī)樣機(jī)。分別完成了1000小時(shí)混合負(fù)荷試驗(yàn)、300小時(shí)冷熱沖擊試驗(yàn)[6]。冷熱沖擊試驗(yàn)界面如圖7所示。

2.2 結(jié)果分析

裝備該型曲軸的兩臺發(fā)動機(jī)樣機(jī)經(jīng)受住 1000小時(shí)混合負(fù)荷試驗(yàn)，300小時(shí)冷熱沖擊試驗(yàn)。對發(fā)動機(jī)樣機(jī)進(jìn)行拆解，分析曲軸磨損情況，測量區(qū)域?yàn)檩S頸直徑、軸頸圓度和圓跳動等。曲軸軸徑磨損數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 曲軸軸頸磨損數(shù)據(jù)

所有軸頸的磨損量都小于1mm，結(jié)果良好。軸頸表面實(shí)際磨痕分析，曲軸未出現(xiàn)明顯形變和局部裂紋，出現(xiàn)的均為周向磨痕，局部點(diǎn)有鉤狀磨痕，軸頸表面沒有膠合、塑性變形等失效模式。

3 結(jié)論

基于有限元理論對曲軸三維實(shí)體進(jìn)行了應(yīng)力應(yīng)變計(jì)算、模態(tài)分析和曲軸工程試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明：

（1）應(yīng)用有限元求解得出，在曲柄銷和曲軸軸徑處的應(yīng)力最大，能夠快速求解較復(fù)雜工程問題，求解應(yīng)力最大點(diǎn)和危險(xiǎn)區(qū)域。

（2）計(jì)算得到六階自由模態(tài)，Z向一階彎曲振型，固有頻率234Hz，激勵頻率范圍20～100Hz，滿足避開共振設(shè)計(jì)的要求。

（3）按照GB/T 19055-2003《汽車發(fā)動機(jī)可靠性試驗(yàn)方法》在臺架上完成了1000小時(shí)混合負(fù)荷試驗(yàn)和300小時(shí)冷熱沖擊試驗(yàn)，軸頸的磨損量都小于1mm，驗(yàn)證了基于有限元法進(jìn)行曲軸工程設(shè)計(jì)的正確性。