基于剛?cè)峄旌夏Ｐ偷拇貌裼蜋C(jī)軸系動(dòng)態(tài)特性研究

蔡衛(wèi)國，高廣強(qiáng)，李明智，任莉，薛冬娟

(1．大連海洋大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，遼寧大連116023;2．大連海洋大學(xué)航海與船舶工程學(xué)院，遼寧大連116023)

柴油機(jī)軸系是柴油機(jī)中最重要的運(yùn)動(dòng)部件之一，其作用是將活塞頂部的燃?xì)獗l(fā)壓力轉(zhuǎn)化成曲軸的旋轉(zhuǎn)力矩，在設(shè)計(jì)過程中，如何保證軸系零件在各種交變周期性載荷作用下的動(dòng)、靜態(tài)力學(xué)特性，成為柴油機(jī)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵所在［1-3］。傳統(tǒng)的研究方法是建立軸系的多剛體模型，而不考慮零件的彈性變形，這種簡化模型的力學(xué)邊界條件是不準(zhǔn)確的，如果完全將軸系視為柔性體，將無法準(zhǔn)確預(yù)測(cè)動(dòng)態(tài)沖擊激勵(lì)的效果，因此，在進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析時(shí)，建立研究對(duì)象的剛?cè)峄旌夏Ｐ鸵殉蔀闊狳c(diǎn)問題［4-5］。在柴油機(jī)實(shí)際工況中，連桿承受著復(fù)雜的壓縮、彎曲和拉伸等交變載荷力，極易引起疲勞破損［6-7］。本研究中，以船用6300C型柴油機(jī)為研究對(duì)象，采用柔性多體動(dòng)力學(xué)理論和有限元分析方法建立了軸系剛?cè)峄旌系亩囿w動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)連桿進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，找出連桿在工作過程中最危險(xiǎn)的位置，采用安全系數(shù)法對(duì)其進(jìn)行可靠性分析，旨在為柴油機(jī)軸系的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

1 模型的建立

1.1 剛體模型

依據(jù)實(shí)測(cè)船用6300C型柴油機(jī)軸系的幾何參數(shù) (表1)，建立曲軸、連桿、活塞、飛輪、活塞銷等主要零件的三維實(shí)體模型，并按確定的約束關(guān)系對(duì)這些運(yùn)動(dòng)構(gòu)件進(jìn)行裝配，建立軸系多剛體模型，如圖1所示。為了精確模擬燃?xì)鈮毫﹄S曲軸轉(zhuǎn)角 (α)的變化狀態(tài)，利用ADAMS中的Akima樣條曲線的擬合技術(shù)生成活塞所受作用力的樣條曲線spline，按發(fā)火順序 (缸1→缸5→缸3→缸6→缸2→缸4)相間120°分別沿氣缸軸向施加于活塞頂部。對(duì)該柴油機(jī)曲軸軸系施以其額定轉(zhuǎn)速為400 r/min時(shí)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)激勵(lì)。

1.2 剛?cè)峄旌夏Ｐ?/h3>

在多剛體模型的基礎(chǔ)上，將部分構(gòu)件進(jìn)行柔性化處理，進(jìn)而得到剛?cè)峄旌隙囿w模型。首先將需要進(jìn)行柔性化的零部件進(jìn)行有限元模態(tài)分析，生成模態(tài)中性文件，建立柔性體構(gòu)件，再與其他剛性部件一起構(gòu)成剛?cè)狁詈夏Ｐ?，最后進(jìn)行聯(lián)合求解。本研究中，利用ANSYS軟件對(duì)曲軸與連桿進(jìn)行了模態(tài)分析，材料設(shè)置為鋼，選用solid185單元，彈性模量為 2．0×1011Pa，泊松比為 0．3，密度為 7800 kg/m3，選定劃分精度為6，對(duì)模型進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分。以連桿為例，求得連桿前五階非零的固有頻率與振型，如表2所示。

表1 軸系主要幾何參數(shù)Tab.1 Dimension of the crankshaft mechanism

圖1 軸系剛體模型Fig.1 Rigid body model of the crankshafts

采用蜘蛛網(wǎng)法，在連桿小端和大端中心點(diǎn)處建立兩個(gè)外部節(jié)點(diǎn)，生成剛性區(qū)域，如圖2所示，最后輸出連桿模態(tài)中性文件，完成連桿柔性化，同理完成曲軸的柔性化處理。

圖2 連桿柔性化模型Fig.2 Flexible model of a link rod

模態(tài)分析完成之后，用ANSYS分別生成曲軸、連桿的模態(tài)中性文件，各自包含了曲軸與連桿的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、頻率和振型等信息。然后利用在ANSYS中生成的曲軸模態(tài)中性文件和連桿模態(tài)中性文件，將ADAMS軟件中的剛性曲軸與連桿分別進(jìn)行替換，生成柔性曲軸與柔性連桿，重新添加運(yùn)動(dòng)與約束，完成軸系多體動(dòng)力學(xué)模型的建立，如圖3所示。

表2 連桿自由模態(tài)分析Tab.2 Free modal analysis of a connecting rod

2 仿真結(jié)果與分析

對(duì)柴油機(jī)軸系的剛體模型和剛?cè)峄旌隙囿w模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，設(shè)置仿真時(shí)間為0．6 s，仿真步長為0．003 s，即進(jìn)行兩個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的仿真，每隔0．003 s測(cè)量一次數(shù)據(jù)，測(cè)得兩種模型的仿真數(shù)據(jù)，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。

圖3 軸系剛?cè)峄旌夏Ｐ虵ig.3 Rigid flexible coupling model of shafting

2.1 曲軸質(zhì)心位移的對(duì)比分析

圖4為剛性曲軸與柔性曲軸沿活塞運(yùn)動(dòng)Z方向的質(zhì)心位移曲線對(duì)比圖。剛性曲軸的質(zhì)心位移值近似為零，這是因?yàn)閯傮w在受外力作用時(shí)，其體積與形狀均不發(fā)生變化，剛體內(nèi)任意兩點(diǎn)間的距離都不會(huì)改變;柔性曲軸的質(zhì)心位移值會(huì)在Z方向上產(chǎn)生波動(dòng)，在兩個(gè)工作循環(huán)內(nèi)產(chǎn)生6次峰值，這是由于柔性體內(nèi)任意兩點(diǎn)間的相對(duì)位置是隨時(shí)間變化的，它具有無限多個(gè)自由度，在受到氣體爆發(fā)壓力的影響下，曲軸Z方向的質(zhì)心位移變化更加明顯，其最大位移可達(dá)到37．3 mm。由此可知，柔性曲軸的運(yùn)動(dòng)規(guī)律更加符合曲軸的實(shí)際工況。

2.2 活塞對(duì)缸壁側(cè)擊力的對(duì)比分析

圖5、圖6分別為以3缸、4缸為例進(jìn)行的活塞對(duì)缸壁側(cè)擊力對(duì)比分析圖。由圖5、圖6可知，兩種動(dòng)力學(xué)模型中活塞側(cè)擊力的變化趨勢(shì)非常相似，但是在多柔性體模型中，活塞對(duì)缸壁的側(cè)擊力相比剛體模型大了很多，且出現(xiàn)多次峰值，變化更為復(fù)雜，這是因?yàn)榍S與連桿是柔性體時(shí)，它們自身扭曲變形加大了活塞對(duì)缸體的摩擦，從而加大了活塞對(duì)缸體的側(cè)擊力，使其值更加多變;曲軸與連桿為柔性體時(shí)，活塞對(duì)缸壁側(cè)擊力的峰值相比于剛體時(shí)的峰值滯后，這是由于它們自身的扭曲變形使得載荷傳遞也相對(duì)滯后，從而使其對(duì)變化規(guī)律的描述更加符合實(shí)際工況。

2.3 連桿兩端受力的對(duì)比分析

圖7～圖12分別為以某一缸體為例，兩種模型下連桿大小端分別沿X、Y、Z軸3個(gè)方向的受力曲線對(duì)比圖。由圖7～圖12可知，連桿大小端在X、Z方向受到的作用力變化非常明顯，其變化趨勢(shì)與活塞頂部燃?xì)獗l(fā)壓力曲線變化趨勢(shì)一致，在Y方向受到的作用力非常小，近似為零，這是由于連桿是在XZ平面上運(yùn)動(dòng)，所受作用力主要在XZ平面上。在柔性體模型中，連桿在Y方向受力較剛性體模型中連桿明顯增大，說明在分析連桿實(shí)際工況中的動(dòng)態(tài)特性時(shí)也要考慮連桿在曲軸軸向的受力狀態(tài)?？梢钥闯?，柔性體模型更貼近柴油機(jī)軸系的工作狀態(tài)，更有利于軸系的動(dòng)態(tài)特性分析。

3 柔性連桿特性分析

3.1 柔性連桿的應(yīng)力

以連桿1為例，當(dāng)連桿小端受到最大壓力371 610 N時(shí)，連桿大端受到的壓力為366 400 N。將柔性連桿1的動(dòng)態(tài)載荷文件導(dǎo)入到ANSYS中，經(jīng)過有限元應(yīng)力應(yīng)變分析可知，燃?xì)獗l(fā)時(shí)，連桿承受的最大主應(yīng)力位于連桿桿身與大端結(jié)合過渡圓角處，即節(jié)點(diǎn)2167處，如圖13所示，最大壓應(yīng)力為-201 MPa(負(fù)號(hào)代表壓應(yīng)力)，此節(jié)點(diǎn)在連桿受拉時(shí)的最大拉應(yīng)力為32．8 MPa。

3.2 柔性連桿的強(qiáng)度校核

以柔性連桿壓縮工況下主應(yīng)力最大處的安全系數(shù)作為評(píng)判連桿安全性的標(biāo)準(zhǔn)，利用安全系數(shù)法對(duì)柔性連桿進(jìn)行可靠性分析［8］。

連桿安全系數(shù)計(jì)算公式為

應(yīng)力幅計(jì)算公式為

平均應(yīng)力計(jì)算公式為

其中:σ-lz為對(duì)稱循環(huán)下材料的抗拉壓疲勞極限，σ-lz=(0．7～0．9)σ-l，σ-l為材料的對(duì)稱抗彎曲疲勞極限，σ-l=(0．45～ 0．60)σb，σb為材料的強(qiáng)度極限，取 σb=1050 MPa，σ-l=0．5σb，σ-lz=0．8σ-l，計(jì)算得到 σ-lz=420 MPa;εσ為零件表面粗糙度影響系數(shù)，取εσ=0．5;Ψσ為材料的疲勞循環(huán)特性系數(shù)，取Ψσ=0．2。

由有限元應(yīng)力應(yīng)變分析可知，柔性連桿上的2167節(jié)點(diǎn)在連桿受壓時(shí)承受最大壓應(yīng)力 (σ壓)為-201 MPa，在連桿受拉時(shí)承受最大拉應(yīng)力 (σ拉)為32．8 MPa，可知該節(jié)點(diǎn)是連桿在工作過程中最易發(fā)生危險(xiǎn)的點(diǎn)，應(yīng)進(jìn)行強(qiáng)度校核。由式 (2)、(3)計(jì)算可得:

根據(jù)式 (1)計(jì)算可得連桿桿身安全系數(shù)n=1．9。

在連桿設(shè)計(jì)過程中，考慮到連桿工作時(shí)由于偏斜引起壓力分布不均勻、活塞卡缸等因素，一般要求連桿桿身與大端過渡處安全系數(shù)為 1．5～3．0［9-10］，可知連桿疲勞強(qiáng)度滿足使用規(guī)定。

4 結(jié)論

圖4 Z方向曲軸的質(zhì)心位移Fig.4 Centroid displacement of Z direction crankshaft

圖5 第3缸活塞的側(cè)擊力Fig.5 Piston side force in the third cylinder

圖6 第4缸活塞的側(cè)擊力Fig.6 Piston side force in the fourth cylinder

圖7 連桿小端X方向的受力Fig.7 Small end force on X direction in a connecting rod

圖8 連桿小端Y方向的受力Fig.8 Small end force on Y direction in a connecting rod

圖9 連桿小端Z方向的受力Fig.9 Small end force on Z direction in a connecting rod

圖10 連桿大端X方向的受力Fig.10 Big end force on X direction in a connecting rod

圖11 連桿大端Y方向的受力Fig.11 Big end force on Y direction in a connecting rod

圖12 連桿大端Z方向的受力Fig.12 Big end force on Z direction in a connecting rod

圖13 連桿受壓時(shí)2167節(jié)點(diǎn)處的應(yīng)力分布Fig.13 Stress distribution of link bearing in a connecting rod

本研究中，以船用6300C型柴油機(jī)為例，建立柴油機(jī)軸系各零部件的剛體模型，利用ANSYS軟件對(duì)曲軸、連桿進(jìn)行柔性化處理，運(yùn)用ADAMS軟件重新建立軸系剛?cè)峄旌系亩囿w動(dòng)力學(xué)模型。得出以下結(jié)論:

(1)柔性曲軸的質(zhì)心位移會(huì)在Z方向上產(chǎn)生波動(dòng)，在兩個(gè)工作循環(huán)內(nèi)產(chǎn)生6次峰值，其最大位移可達(dá)到37．3 mm。

(2)柔性體模型中各活塞對(duì)缸壁的側(cè)擊力比剛體模型中大了很多，且出現(xiàn)多次峰值，變化更為復(fù)雜，載荷傳遞存在一定的延遲，更加符合實(shí)際工況。

(3)柔性體模型中連桿在Y軸方向的受力較剛性體模型中明顯增大，在分析連桿實(shí)際工況中的動(dòng)態(tài)特性時(shí)也要考慮連桿在曲軸軸向的受力狀態(tài)。

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