车载搅拌反应器传动机构的动态特性研究

2021-01-18张胡英

化工机械 2020年6期

张胡英

（烟台汽车工程职业学院）

车载搅拌反应器主要通过汽车动力来实现对不同物料的搅拌，可操作性和灵活性俱佳，在化工、制药等领域有着良好的应用效果［1］。车载搅拌反应器在工作时，其传动机构持续承受着动态和周期性的载荷［2］，曲轴、连杆等机构易出现疲劳破坏［3，4］，造成较大的经济损失。若采用全面检修的方法进行维护，不但耗费时间长、效果不理想，而且经济性差。

就以上问题，笔者针对车载搅拌反应器传动机构的动态特性进行研究，包括模态分析和疲劳分析，得出曲轴、连杆等机构的固有频率［5］与振型［6］，并实现周期载荷条件下的疲劳寿命预测，为车载搅拌反应器的结构和性能优化提供重要依据。

1 模态分析

1.1 模型建立

车载搅拌反应器的搅拌效果由曲轴连杆机构决定，在不同的汽车发动机转速下，搅拌的频率会有显著的差异。当搅拌频率与机构频率接近时，整个传动机构发生共振，若共振时间较长，就会导致承载元件失效。因此，需要对曲轴连杆机构进行模态分析。

在建模软件Pro/E 中建立曲轴连杆机构的三维模型，通过与ANSYS 之间的无缝接口将模型导入ANSYS/Workbench 中，定义材料属性后对模型的网格进行划分。在ANSYS 中，有多种网格划分方法。对于简单、规则的模型，可采用六面体网格，可获得更高的计算效率；复杂结构可采用四面体结构，在精细的网格条件下同样能够得到较高的计算精度。若采用六面体网格划分复杂模型，会导致网格畸变，即使网格尺寸小，仍无法保证精度。针对曲轴连杆机构的结构特点，设定曲轴网格尺寸为14mm，连杆网格尺寸为10mm，螺栓连接件的网格尺寸为5mm，采用自适应网格划分方法［7］，并对局部网格进行优化［8］，最终得出网格划分效果图（图1）。

图1 曲轴连杆机构网格划分效果图

自由模态和预应力条件下的模态有显著的差异，因此需根据机构的承载情况施加预紧力。设定圆柱坐标系，对曲轴的轴向和径向施加约束，使它仅具有周向的旋转自由度，预紧力施加情况如图2 所示。由于模型由元件装配而成，需要进行接触的设置。对于连杆的非线性接触［9］，起算类型设定为增广的拉格朗日法。

图2 施加于曲轴连杆机构的预紧力载荷

1.2 结果分析

图3 为曲轴连杆机构在不同激振频率下的振型云图。由图3 可看出，前4 阶的固有频率分别为328.86、467.30、468.27、506.68Hz；一阶和二阶振动的最大位移分布在连杆末端；三阶和四阶振动的最大位移分布在曲轴的中间位置。

为降低或避免振动对结构产生损伤，依据模态分析结果，可重点针对曲轴的中心和连杆的端部进行结构优化，从而提升其性能和可靠性。

2 疲劳特性分析

2.1 研究方案

图3 曲轴连杆机构的振型云图

对于车载搅拌反应器传动机构的疲劳特性，需要基于力学计算进行分析。当机构的屈服强度不足时，则判定结构失效，即剩余寿命为0。因此，在疲劳特性分析之前，首先需要进行瞬态结构分析［10］。机械的疲劳特性是载荷长期作用的反映，采用周期加载的方式可获得有效的计算效果。一般地，疲劳寿命与载荷的类型、交变方式及频率等均有着密切的联系。因而，在瞬态结构分析时，应施加曲轴连杆结构的交变载荷。

机械设备的疲劳损伤［11］多数发生在极限载荷作用时，而极限载荷又是随机变化的，具有不确定性，使得应力的幅值变化难以用函数来表示。在瞬态结构仿真计算后，可基于S-N方法对曲轴连杆机构进行疲劳寿命的计算。根据载荷谱的特点，对平均应力进行修正，最终得出机构的疲劳分析结果。

2.2 瞬态结构分析

瞬态结构分析的对象为曲轴零件和连杆零件。其中，曲轴在旋转时存在显著的惯性力效果，因此需通过二质量当量系统法对惯性力系进行设定。

曲轴模型和连杆模型均采用自适应四面体网格划分方法，逐渐提升网格的相关度，并对拐角、倒角等部位进行局部优化，使得两模型的网格数量都在15 万左右，以确保良好的计算效率和精度。

曲轴零件受到汽车驱动系统的动力作用，从而产生自身的旋转，而旋转带动从动部件运动，因此需根据实际承载情况等效模型载荷，设定边界条件为：在曲轴的主轴位置设定轴承约束且仅具有周向运动的自由度；根据搅拌工作频率，惯性力按照曲轴转速为1 000r/min 时进行等效和正弦力加载计算（图4）。对于连杆，虽然与之相关的连接件较多，但仍可单独进行瞬态结构分析，将曲轴、螺栓等匹配零件的反作用力进行加载，其中，与曲轴之间的连杆正弦力加载如图5 所示。

通过连续的迭代运算，最终可得出曲轴在拉力和压力作用下的应力云图（图6）。由图6 可看出，曲轴的最大应力分布于靠近力输入端的曲拐与曲柄销过渡圆弧处；最大拉应力为81.9MPa，最大压应力为123.2MPa，符合强度要求，应力集中现象不明显。

图4 曲轴正弦力加载

图5 连杆正弦力加载

图6 曲轴的应力云图

图7 为连杆在拉力和压力作用下的应力云图。由图7 可看出，连杆的最大应力分布于螺栓连接处；最大拉应力为298.1MPa，最大压应力为277.5MPa，同样满足强度要求。

图7 连杆的应力云图

2.3 疲劳寿命计算

一般地，在ANSYS 中进行疲劳寿命计算需要经过4 个基本步骤：结构分析导入、循环载荷设定、S-N疲劳分析和数据后处理。在整个计算过程中，应针对模型的结构特点将力学分析结果和循环载荷设定在相应的单元中。采用数据拟合手段可获取曲轴和连杆材料的S-N曲线［12］（材料属性在极限载荷条件下设定），在双对数坐标系内表现出显著的线性特点。

疲劳分析时，需要将循环载荷与力学分析结果相匹配，这样才能确保结果的可靠性。针对以上要求，可采用强制转换方法，在Divider 处设置力学分析时所施加的载荷，最终转换为单位载荷条件［13］。由于曲轴连杆机构在拉力载荷和压力载荷条件下应力具有较大的差异，因此需要对S-N曲线进行一定的修正处理。修正后的平均应力不再为0，而是更符合真实的边界条件。目前，用于S-N曲线修正的方法较多，比如古德曼法、戈贝尔法及索德贝尔格法等。从本质上讲，这些处理方法都是在特定的数学函数下，将对称应力转换为非对称应力，由于曲轴连杆机构的工作频率相对较高，因此采用古德曼法设定对称循环应力，可获得可靠性更高的结果。在疲劳损伤法则约束方面，选用Miner 线性法则。

图8 为曲轴的疲劳寿命云图。由图8 可看出，该零件最容易发生疲劳失效的位置位于力输入端的曲柄销与曲拐过渡圆弧处，其等效疲劳寿命为1.169×1012次；与曲柄销和轴颈的过渡圆弧连接的位置同样属于易疲劳破坏区域，可根据实际工艺进行加固。