基于有限元法的曲轴应力试验非标支撑设计

2014-03-04张晓静温世杰张明亮王亚飞狄建兵刘继林杨月婷

车用发动机 2014年3期

张晓静，温世杰，张明亮，王亚飞，狄建兵，刘继林，杨月婷

（1.中国北方发动机研究所（天津），天津 300400；2.苏州友汇五金工业有限公司，江苏苏州 210012；3.装甲兵驻616厂军事代表室，山西大同 037036；4.装甲兵工程学院控制工程系，北京 100072）

曲轴是发动机中最重要的运动件，其结构形状复杂，应力集中现象严重，特别是在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近，疲劳裂纹几乎全部产生于这些应力集中区域［1］。现代曲轴设计中，在不同设计阶段采用有限元仿真或试验仿真对曲轴进行强度校验。有限元仿真方法能够快速便捷模拟分析曲轴的应力状态，相较于试验仿真能够节省大量的人力、物力、财力，其缺点在于数值计算方法难免要对某些方面进行理想状态的假设简化，不能对某些细节部分进行完全真实地模拟。试验仿真能够更为真实地模拟曲轴的实际安装状态，其缺点在于试验准备繁杂、试验过程漫长。因此，将两种方法进行有效结合能够对曲轴进行更好地校验。

1 有限元模型的建立和验证

针对曲轴零件级的试验多以电阻应变计应力测量试验及弯曲疲劳试验为主，试验过程中以非标支撑加以固定进行试验，因此非标支撑的设计将直接影响试验结果。本研究以有限元方法为手段，研究非标支撑某些设计参数对曲轴应力状态的影响，主要包括固支位置、高度、材料以及与曲轴间的配合关系。

1.1 数值模型

针对曲轴试验各边界条件，建立曲轴单拐有限元模型［2－7］。曲轴单拐主轴颈直径为185mm，连杆轴颈直径为148mm，曲柄臂厚为44mm，主轴颈与曲柄臂过渡圆角半径为8mm，连杆轴颈与曲柄臂过渡圆角半径为8mm。非标支撑结构见图1，其宽为280mm，厚为55mm，主轴颈中心为非标支撑结构中心。

根据结构特点，采用十节点四面体单元及六面体单元进行离散，得到的曲轴单拐网格模型包含103696个节点，64832个单元。曲轴单拐材料为钢材，其弹性模量为200GPa，泊松比为0.3。考虑最高燃烧压力工况载荷，在连杆轴颈的相应位置施加连杆作用力，形成的曲轴单拐组合结构有限元模型见图2。

此时，曲轴连杆轴颈与曲柄臂过渡圆角处为最大主应力的高应力区［6－7］，取施加载荷侧连杆轴颈与曲柄臂过渡圆角处为最大主应力考察区域，其位置示意见图3。

1.2 模型验证

对某曲轴进行电测试验，测量其圆角应力。靠近载荷侧连杆轴颈与曲柄臂过渡圆角处布置应变片，连杆轴颈正下方即中间应变片应力测量值见表1。

表1 连杆轴颈与曲柄臂过渡圆角应力测量值

建立非标支撑三维模型，采用与试验一致的边界条件，在曲轴连杆轴颈相应位置施加400kN连杆作用力，曲轴主轴颈与非标支撑间建立0.06mm间隙配合关系，建立曲轴数值仿真模型。计算得出此处圆角最大主应力为255.95MPa，与试验测量值相差8.65%，在可接受的范围内。因此，针对曲轴零件，有限元仿真可有效地预测试验结果，并达到校核曲轴强度的目的。

2 曲轴应力试验边界条件影响分析

2.1 固支位置的影响

发动机工作状态中，曲轴在曲轴箱内旋转，机体隔板与主轴承盖组合结构形成主轴承座，为曲轴提供支撑。在曲轴试验中，非标支撑扮演着主轴承座的角色，且非标支撑某一端需与地基板固定连接，这与发动机实际工作状态有所差异。为考察非标支撑固定端对曲轴应力状态的影响，分别约束非标支撑上、下端面进行对比分析，并改变非标支撑高度，校验对比分析结果的共性。非标支撑不同约束位置见图4。计算分析后，不同约束位置、不同非标支撑高度下最大主应力考察区域的应力值见表2。

表2 不同约束位置及支撑高度下最大主应力考察区域应力对比

由表2中数据可知，不同非标支撑高度下，改变约束位置，最大主应力考察区域应力值均相差46%～49%，共性较好，说明非标支撑的约束位置对曲轴应力状态影响很大。非标支撑高度为360mm时，不同约束位置单拐曲轴的变形见图5。可以看出，当约束非标支撑上端面时，单拐曲轴与非标支撑变形协调一致，曲轴能够较为自由地变形，因此最大主应力考察区域应力水平较高；当约束非标支撑下端面时，单拐曲轴与非标支撑间的变形不协调，非标支撑一定程度上阻碍了曲轴变形，因此最大主应力考察区域应力水平较低。对曲轴进行试验，需根据发动机实际结构状态，合理设计试验非标支撑，注意曲拐的安装方向，以对应不同的非标支撑约束位置。

2.2 非标支撑高度的影响

由上述仿真分析结果可知，非标支撑高度的选取对曲轴应力状态也有一定的影响（见表2）。约束上端面，最大主应力考察区域应力值变化规律明显，支撑高度由240mm增加到480mm，最大主应力考察区域应力值增加26.5MPa。约束下端面，最大主应力考察区域应力值变化幅度较小，单拐曲轴与非标支撑间变形不协调，应力值变化规律不明显，支撑高度由240mm增加到480mm，最大主应力考察区域应力值在122.37～135.01MPa之间。产生这种变化，是因为非标支撑高度的增加使高度方向的刚度减小，从而变形增大，应力值增大。因此，非标支撑高度的设计应按照刚度等效原则，参考原机结构慎重选择。

2.3 非标支撑材料的影响

对于同种结构，材料不同其刚度有所不同，进而影响与之连接的相关零部件的应力状态。对曲轴进行试验时，非标支撑材料也将对曲轴应力状态产生一定影响。发动机机体材料多为铸铁和铝合金两种，主轴承盖材料多采用铸铁，也有一些采用钢材［8］。因此，分别选取铝合金、铸铁及钢材进行非标支撑有限元分析，研究非标支撑材料对曲轴应力状态的影响规律。各材料属性见表3。不同材料、不同约束位置下，曲轴最大主应力考察区域应力对比见图6。

表3 材料属性

由上述图表可知，随着非标支撑材料弹性模量增大，最大主应力考察区域应力值降低；弹性模量增幅增大，应力值降幅增大；材料的选择对约束下端面的约束方式影响略大。因此，在条件允许的情况下，曲轴试验非标支撑的材料应尽量选取与原机相近的材料。

2.4 配合关系的影响

曲轴在曲轴箱中高速旋转，曲轴与主轴承座间为间隙配合。对曲轴进行试验时，为保证曲轴的安装状态及载荷的施加，非标支撑与曲轴间常采用过盈配合，与原机状态不同。为考察过盈量对曲轴应力状态的影响，分别在曲轴主轴颈与非标支撑间建立间隙配合（－0.06mm，－0.03mm）、过渡配合以及过盈配合（0.03mm，0.06mm）进行对比分析，其结果见表4。

表4 不同配合关系下最大主应力考察区域应力值对比

由表3可知，对于主轴颈直径为185mm的曲轴，当配合关系由过渡配合改为间隙配合，随着间隙量的增加，最大主应力考察区域应力值略有增加，增加幅度极小；当配合关系由过渡配合改为过盈配合时，最大主应力考察区域应力值降低，降低幅度较大。设计非标支撑时，与曲轴间的配合关系应与原机一致。

3 应用实例

针对某V型机曲轴，在上述试验边界条件影响规律的基础上，参照原机体结构尺寸，设计试验非标支撑。原机体为单体轴承盖，材料为球墨铸铁，隔板厚28mm，宽262mm，缸孔下沿到曲轴中心距离202mm，轴承盖高118mm；按照曲拐向下设计试验非标支撑，材料为球墨铸铁，非标支撑厚28mm，宽260mm，座高200mm，盖高118mm，其结构见图7。

应用仿真分析手段，对原机组合结构（见图8）及试验组合结构（见图9）进行对比分析。曲轴最大、最小主应力云图见图10和图11。应力考察区域为各轴颈圆角部位（见图12），应力值对比见表5。

由上述图表可知，原机组合结构与试验组合结构曲轴最大、最小主应力分布趋势一致，考察区域4和区域5最大主应力较大，考察区域3和区域6最小主应力较大。