大功率多缸柴油机曲轴疲劳强度评估方法

卢耀辉， 张醒， 向鹏霖， 李婷婷

(西南交通大学机械工程学院， 四川 成都 610031)



·设计计算·

大功率多缸柴油机曲轴疲劳强度评估方法

卢耀辉， 张醒， 向鹏霖， 李婷婷

(西南交通大学机械工程学院， 四川 成都 610031)

以某型大功率柴油机作为研究对象，采用ADAMS/Engine建立了多缸柴油机曲柄连杆机构多体动力学模型，计算得到了曲轴的工作载荷。通过建立曲轴的整体三维有限元模型，将主轴承对主轴颈的支撑边界定义为接触对以模拟实际的约束状态，并将动力学计算所得一个周期内的曲柄销载荷历程曲线离散为16个载荷点，并按照发火次序，组合得到了16个载荷工况以模拟曲轴上的交变载荷，载荷的施加采用函数分布的形式模拟滑动轴承的压力分布，通过非线性有限元分析得到曲轴的应力应变结果。在此基础上，利用曲轴材料性能数据绘制了曲轴Goodman疲劳强度曲线，自编后处理分析程序得到了曲轴上所有节点的疲劳强度安全系数。结果表明：材料为42CrMo的整体曲轴满足结构疲劳强度要求，油孔处和过渡圆角处的疲劳强度安全系数相对较小，采用Goodman疲劳曲线计算的最小疲劳强度安全系数为5.04。分析结果与曲轴实际失效位置一致。

柴油机； 曲轴； 有限元分析； 疲劳强度； 疲劳安全系数

随着柴油机向高功率密度方向的发展，柴油机结构的可靠性显得越来越重要。第四届内燃机可靠性技术国际研讨会上专家指出：与世界发达国家相比，内燃机可靠性一直是我国与国际先进技术水平之间的最大差距。曲轴是柴油机的主要运动部件，它承受负载的载荷作用，多缸柴油机曲轴除了承受弯曲载荷，还承受扭转载荷；并且曲轴形状复杂，应力集中现象非常严重，尤其是在曲轴轴颈过渡圆角、润滑油孔处存在应力集中现象。曲轴的失效一般是由于复杂载荷作用，结合曲轴复杂的结构形状，导致应力集中从而引起局部的疲劳破坏[1-4]。针对该问题，国内外有许多机构和学者对其进行了大量理论试验研究。大连理工大学薛继凯、于学兵等人利用非线性多体动力学与三维实体有限元法对曲轴进行强度分析，计算了一个工作循环下的曲轴动应力并分析了曲轴的疲劳强度[5]；上海交通大学蔚兴建等人分析了多种工况条件下的曲轴受力情况，并通过试验分析了曲轴材料和圆角结构对曲轴疲劳强度的影响[6]。相关研究主要分为两个方向：一是试验结合数值分析得到曲轴工作时的应力情况并计算曲轴寿命；二是通过曲轴结构设计优化和曲轴加工工艺改进提高曲轴的工作可靠性。大量相关研究表明，曲轴整体有限元分析是计算曲轴强度和刚度最理想也是最常用的方法。过去许多研究学者为减少仿真计算的工作量而对曲轴整体进行了不同程度的简化(1/2模型、1/4模型等)[7-8]。另外，沈意平、王送来、何福泉等人采用有限元软件ANSYS定义了轴与轴套、耳板和液压油缸的4个接触对,对新型20 m桥梁检测车的行走支腿结构进行了接触非线性分析求解[9]，为本研究的有限元接触分析提供了很好的指导参考。本研究建立多体动力学模型计算曲轴工作载荷，之后建立曲轴的三维整体有限元模型，将主轴承与主轴颈设置为接触约束，对曲轴工作时的应力应变进行接触非线性分析，采用Goodman疲劳曲线计算并评价曲轴的疲劳强度，指出曲轴结构容易发生失效的危险部位，为曲轴的结构设计提供参考。

1 柴油机曲轴载荷计算

利用ADAMS/Engine建立曲柄连杆机构模型，采用多体动力学分析计算曲轴工作载荷。表1示出16V280柴油机全局参数。

表1 柴油机的全局参数

根据以上参数建立的柴油机曲柄连杆机构多体动力学模型见图1。曲柄连杆机构主要受到气体力和惯性力(往复惯性力和旋转惯性力)的作用。惯性力可由动力学计算得到；气体力则需要另外加载，首先创建气体力文件，在进行仿真分析时导入该气体力文件以实现气体力的加载。试验得到的曲轴转角与气体压力变化关系见图2。

根据上述得到的曲柄连杆机构多体动力学模型以及缸内气体压力边界条件，即可采用ADAMS/Engine仿真得到单个气缸一个工作循环下的曲柄销载荷(见图3)。另外，对于多缸柴油机而言，不同气缸由于发火相位角的存在而导致各缸对应的曲柄销载荷曲线存在相位差。图3示出了每一气缸对应的曲柄销载荷随曲轴转角的变化曲线。

动力学分析结果表明，每缸在缸内燃气燃烧时曲柄销载荷最大，曲轴按照发火次序，各曲拐依次承受最高燃烧压力，因此将动力学计算得到的曲柄销载荷曲线依据发火次序确定16个工况点作为有限元分析的边界条件，并分析其疲劳强度。

2 曲轴强度有限元计算

2.1 模型的建立

首先利用CAD建模软件建立整体曲轴实体模型。之后将几何模型导入有限元分析软件，采用SOLID185单元划分网格，在过渡圆角及油道位置作网格细化处理。综合计算机的性能和收敛性检查结果，本研究选用全局网格尺寸为15 mm。共划分了2 841 939个单元，672 534个节点。由于有限元模型求解规模较大，为减少求解工作量，对模型进行了一定的简化(非关键部位的圆角，凸台，螺纹等)，因为简化部位在曲轴工作时应力值较小，忽略其几何结构对整体分析结果的影响。网格划分结果见图4。曲轴材料特性参考16V280柴油机曲轴材料进行设置，材料为42CrMo，其相关力学性能参数见表2[10]。

2.2 边界条件的施加

2.2.1 约束边界条件的施加

为模拟工程上主轴承对曲轴的约束作用，本研究以接触对形式约束整体曲轴自由度，约束主轴承外表面以及输出端端面的全部自由度，模拟曲轴受力过程中的边界条件和负载状态下的工作实际。

2.2.2 载荷的施加方法

将连杆轴承对曲轴的作用载荷施加在曲柄销上，分析曲轴的应力应变。根据较为成熟的理论，认为作用于曲轴曲柄销上的载荷是分布载荷，沿曲柄销轴线方向呈抛物线分布，沿圆周方向呈120°余弦分布(见图5和图6)。

根据计算得到压力分布形式如式(1)所示，

(1)

式中：qxθ为曲柄销上每一点的分布压力；Fcp为曲柄销载荷；l为曲柄销长度的一半；R为曲柄销半径；x为曲柄销上每一点对应柱坐标系的x坐标值；θ为曲柄销上每一点对应柱坐标系的θ坐标值。

得到上述单个曲柄销上的载荷分布情况后，将动力学计算结果曲线离散为16个工作载荷点，每个气缸达到最大爆发压力时的曲轴转角即对应一个工作载荷点(见图7)。由于不同气缸的载荷曲线存在相位差(发火相位角)，同一个曲轴转角对应不同曲柄销，其载荷也不同，每一曲轴转角对应得到的16个曲柄销载荷即为一个工况。表3示出曲轴转角为375°工况条件下的曲柄销载荷情况。根据上述条件，即可确定任意工况下曲轴上任意一点的载荷边界条件。根据上述计算的压力分布公式，施加到实体表面转化为节点载荷，从而得到有限元分析的等效节点载荷。载荷的施加通过载荷函数加载，即通过编制命令流(APDL)，调用有限元软件的内部函数进行加载。

2.3 计算结果

本研究在建立有限元模型时，做了以下工作以保证结果的计算精度。考虑到实际工作中可能在轴颈圆角和油道存在的应力集中，本研究在曲轴建模时考虑了过渡圆角结构和油道结构细节。同时采用规则的网格划分，在应力集中区域重新细化网格以消除网格尺寸导致的有限元分析误差。同时，本研究综合考虑了实际曲轴的受力情况，采用APDL语言以函数形式在曲柄销上加载弯扭载荷。约束采用曲轴与主轴承的接触对的形式施加，以满足实际曲轴的约束情况。对整体曲轴进行受力分析，考虑了相邻主轴颈以及曲柄销间应力的相互影响。静态分析最大应力出现在第7主轴颈油道处，主轴颈处存在较大的接触应力，导致主轴颈上的受理情况较复杂，这是最大应力点出现在主轴颈上的原因之一。此外轴颈过渡圆角区域也存在应力集中现象。

依据上述载荷的施加方式和16个载荷工况，分别计算了曲轴在16个载荷工况作用下的应力和应变，得到了各工况下的曲轴应力分布。计算结果表明：曲轴工作时的应力集中发生在油孔和轴颈过渡圆角处，最大应力为183 MPa，小于材料的屈服极限。图8示出第16载荷工况下的曲轴整体应力分布情况。得到曲轴16个工况的计算结果后，发现曲轴上应力较大的位置其应力波动(即应力幅)也较大，图9示出位于过渡圆角处的节点的应力变化曲线。表4示出了各工况计算得到的曲轴最大应力值。

3 曲轴疲劳强度分析

金属材料所能承受的交变应力与工作循环次数具有一定关系，所承受的交变应力值越大，零件所能循环的次数就越小。当应力低于一定数值时，样件可以承受无限次周期循环而不产生破坏，此应力值称之为材料的疲劳极限，亦称为疲劳强度。对曲轴进行多工况有限元分析，实际上模拟了曲轴工作过程中的应力和应变的交变过程，在此基础上，对计算结果进行进一步的后处理，参照结构疲劳强度评估的相关标准，编制结果分析的后处理程序，获得曲轴在工作过程中的应力均值和应力幅值，并与曲轴材料对应的Goodman曲线对比，得到曲轴各节点上的疲劳强度安全系数，为曲轴的结构设计提供参考[11]。

通过对曲轴进行的多工况强度分析结果可知，任一工况下曲轴结构均满足静强度要求。在此基础上绘制Goodman曲线，并评价曲轴的疲劳强度可靠性。

依据材料的强度极限、屈服极限和对称循环下的疲劳极限，结合Goodman曲线绘制方法，即可得到Goodman疲劳曲线。本研究对多工况计算结果编写后处理程序，采用Goodman曲线评估疲劳性能，得到曲轴各节点上的疲劳应力幅值(见图10)。表5列出Goodman疲劳曲线图中疲劳安全系数较小节点的疲劳强度评估结果。由图10和表5可以看出，最危险节点的安全系数为5.04，位于第七主轴颈油孔处，所有节点的应力幅值均在材料Goodman疲劳曲线包络线内，曲轴满足疲劳强度要求。并且应力幅值与包络线间距离较大，表示曲轴结构安全余量较多，反映曲轴的疲劳强度可靠性较高。

图11示出在ANSYS后处理中组合第9和第16工况得到的曲轴安全系数分布。从图中可以看出，曲轴主轴颈油孔附近以及轴颈过渡圆角处的节点安全系数相对较小。

4 结论

通过多体动力学计算得到了曲轴的工作载荷曲线，通过建立整体曲轴有限元模型，结合曲轴的实际工作状况，施加了非线性接触边界条件，对多缸曲轴依据做功过程将一个循环内的载荷曲线离散为16个载荷点，对其静强度和疲劳强度进行评估，得出以下结论：

a) 由整体曲轴的静强度分析结果发现，曲轴工作最大当量应力值为183.00 MPa，远小于曲轴材料的强度极限值1 080 MPa，曲轴满足多工况强度要求；同时，分析所有工况条件下的应力云图，可以发现曲轴工作时应力分布具有一定规律性，即应力集中区域分布在达到最大爆发压力的气缸所对应的轴颈圆角处；另外，曲轴在疲劳强度载荷工况下整体变形较小；

b) 采用Goodman曲线得到的曲轴工作时最小疲劳安全系数为5.04，位于第7主轴颈油孔处，计算得到的危险部位与实际失效位置一致；Goodman曲线计算的安全系数值均大于曲轴疲劳安全系数许用值[n]=1.30，曲轴整体满足疲劳强度要求；

c) 采用整体曲轴模型评估其疲劳强度，详细考虑了载荷的作用方式和边界约束情况，对曲轴的疲劳强度评价采用先进的Goodman曲线方法，可以对曲轴所有部位进行评价，消除了人为选择关键部位的误差，本研究的分析方法对曲轴的设计和改进优化具有参考价值。

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[编辑： 潘丽丽]

Evaluation Method of Crankshaft Fatigue Strength for High Power Multi-cylinder Diesel Engine

LU Yaohui, ZHANG Xing， XIANG Penglin， LI Tingting

(School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

Taking the crankshaft of high power diesel engine as the research object, the multi-body dynamics model of crank and connecting rod mechanism was established with ADAMS/Engine software and the working load of crankshaft was calculated. The 3D finite element model of whole crankshaft was established and the supporting boundaries of main bearing on main journal were defined as the contact pair to simulate the actual restriction. The load curve of crank pin in one period was sampled as 16 discrete points, which were reconstructed as load conditions according to the firing order to simulate the alternating load of crankshaft. The loads were applied to simulate the pressure distribution of sliding bearing in the form of function. Nonlinear finite element analysis was then used to obtain the stress and strain results. Furthermore, the fatigue curve of Goodman was drawn with the performance data of crankshaft material and the fatigue strength safety factors of all crankshaft joints were calculated by using self-developed post-processing analysis program. The result shows that 42CrMo crankshaft can meet the structural fatigue strength requirements. The fatigue strength safety factor of oil hole and fillet is relatively small and the minimum fatigue strength safety factor of Goodman is 5.04. The analysis results are consistent with the failure position of the crankshaft.

diesel engine； crankshaft； finite element analysis； fatigue strength； fatigue safety factor

2015-12-15；

2016-04-16

国家自然科学基金资助项目(51275428)；研究生创新实验实践项目(YC201502108)

卢耀辉(1973—)，男，博士，副教授，研究方向为车辆及发动机结构疲劳强度可靠性及动力学；yhlu2000@swjtu.edu.cn。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.04.001

TK422

B

1001-2222(2016)04-0001-06