多缸柴油機(jī)曲軸曲柄銷理論載荷修正

0 引言

作為機(jī)車用16V265柴油機(jī)曲軸，具有體積大、動(dòng)力強(qiáng)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、運(yùn)行場(chǎng)景多樣的特點(diǎn)，對(duì)結(jié)構(gòu)可靠性、工作壽命具有較高要求。現(xiàn)在一般通過有限元仿真對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行校核優(yōu)化

，仿真所需的曲柄銷載荷根據(jù)動(dòng)力學(xué)理論分析得到

。其中理論分析假設(shè)曲軸為剛體，每缸燃?xì)鈮毫χ荒茏饔玫较噙B主軸頸處，對(duì)其它主軸頸沒有影響，但曲軸實(shí)際運(yùn)行中會(huì)由于應(yīng)力產(chǎn)生彈性變形導(dǎo)致其他缸對(duì)應(yīng)主軸頸所受的連桿力大小和方向改變

，此外慣性力計(jì)算需要曲柄連桿機(jī)構(gòu)質(zhì)量換算，理論分析不僅難以獲得精確數(shù)據(jù)，還存在計(jì)算累積誤差

，導(dǎo)致最終分析結(jié)果精度不高，與實(shí)際情況存在一定的誤差。本文利用Adams建立剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真模型，利用柔性體曲軸模擬實(shí)際變形

，通過有限元計(jì)算消除慣性力計(jì)算誤差

，研究單個(gè)循環(huán)周期內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)工況下各曲柄銷載荷情況，與理論載荷結(jié)果對(duì)比分析，得到修正后的載荷數(shù)據(jù)，提高曲柄銷理論載荷的精度與可靠性。

1 建立剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真模型

利用Hypermesh建立柔性體曲軸，導(dǎo)入曲軸模型文件并設(shè)置材料屬性；由于曲軸是對(duì)稱結(jié)構(gòu)，選取相似段劃分網(wǎng)格后鏡像得到整體網(wǎng)格模型；定義單元屬性，創(chuàng)建剛性單元和剛性約束，在曲柄銷和主軸頸的中心處建立剛性區(qū)域；設(shè)置模態(tài)分析提交運(yùn)算生成包含曲軸柔性體的模態(tài)中性文件

。將Creo建立的曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配模型導(dǎo)入Adams中，用建立的柔性體曲軸替換裝配體曲軸

，完成動(dòng)力學(xué)模型導(dǎo)入工作，模型如圖1所示；定義活塞、連桿、曲軸材料屬性，零件材料均為42CrMoA,定義零件材料后各部件的局部坐標(biāo)系和質(zhì)心位置在軟件中被自動(dòng)標(biāo)出，方便后續(xù)施加約束時(shí)確定約束方向，同時(shí)軟件自動(dòng)完成了零部件重力的賦予；根據(jù)部件運(yùn)動(dòng)關(guān)系定義軟件內(nèi)大地為缸體，曲軸中心線與大地X軸重合，并繞X軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，定義連桿大頭中心線與曲柄銷中心線重合，連桿小頭中心線與活塞銷中心線重合，均為轉(zhuǎn)動(dòng)約束，活塞由于裝配體中已定義與缸體的相對(duì)位置，這里定義活塞沿活塞中心線往復(fù)運(yùn)動(dòng)；柴油機(jī)16個(gè)氣缸按照發(fā)火順序依次做功，單個(gè)工作循環(huán)曲軸轉(zhuǎn)角為720°，各缸的缸壓曲線相位差為45°，由已知的缸壓曲線，依相位差依次制作各缸的缸壓曲線，按照發(fā)火順序1-9-3-11-7-15-5-13-8-16-6-14-2-10-4-12將活塞載荷數(shù)據(jù)導(dǎo)入Adams中創(chuàng)建相應(yīng)的活塞壓力樣條曲線spline，創(chuàng)建活塞作用力并將樣條曲線依次加載其上，函數(shù)公式為CUBSPL(time,0,spline_name,0)，各活塞壓力載荷樣條曲線見圖2；定義仿真時(shí)間和步數(shù)，檢查正確后進(jìn)行仿真分析。

2 模型驗(yàn)證

動(dòng)力學(xué)仿真運(yùn)動(dòng)學(xué)結(jié)果如圖3所示。在圖3a中，活塞位移曲線在循環(huán)周期內(nèi)呈正弦變化規(guī)律，最大值與最小值相差300 mm，與設(shè)計(jì)活塞行程一致；在圖3b和圖3c中，活塞速度和加速度曲線呈周期性變化規(guī)律，速度最大值16.3 m/s，與理論最大活塞速度16.27 m/s基本一致，活塞在經(jīng)過上下止點(diǎn)時(shí)加速度最大，加速度最大值出現(xiàn)在上止點(diǎn)，為1.88m/s

，且加速度在上止點(diǎn)變化率較快，在下止點(diǎn)變化率較慢。通過對(duì)活塞連桿位移、速度、加速度仿真結(jié)果分析，發(fā)現(xiàn)仿真結(jié)果于理論運(yùn)動(dòng)規(guī)律一致，兩者誤差在0.5%以內(nèi)，驗(yàn)證了動(dòng)力學(xué)仿真模型的正確性和可靠性，為進(jìn)一步的載荷分析打下良好的基礎(chǔ)。

我孫東西可以不管升降，一心一意想做一個(gè)普通的老百姓，可李天明不，沒了官當(dāng)之后我這個(gè)同村的老哥就把事情鬧大了。

3 仿真與理論結(jié)果對(duì)比分析

動(dòng)力學(xué)仿真載荷結(jié)果如圖4所示，從載荷曲線可以看出：各曲柄銷載荷變化趨勢(shì)基本一致，僅載荷大小存在輕微波動(dòng)。這是由于柔性體曲軸受力產(chǎn)生彈性變形，引起不同位置處曲柄銷受到的作用力大小和方向改變，導(dǎo)致整體載荷曲線改變且各不相同。又曲軸實(shí)際變形不明顯，導(dǎo)致的載荷波動(dòng)也不會(huì)太大，仿真結(jié)果載荷波動(dòng)在合理區(qū)間內(nèi)，相較于理論載荷結(jié)果中的各曲柄銷載荷完全一致，考慮了曲軸彈性變形的仿真結(jié)果更為合理，也更為貼合發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際運(yùn)行工況。

曲軸轉(zhuǎn)角為540°～720°，載荷呈先下降后上升趨勢(shì)，在645°左右達(dá)到最小值67.2 kN，此時(shí)理論載荷與仿真載荷存在一定偏差，和曲軸轉(zhuǎn)角為0～180°內(nèi)情況類似，主要是慣性力計(jì)算誤差引起的。

基于得到的更精確合理的仿真結(jié)果與理論力學(xué)計(jì)算得到的曲柄銷載荷結(jié)果對(duì)比，分析確定理論載荷結(jié)果的局限性，并通過仿真結(jié)果對(duì)其進(jìn)行修正。由于各曲柄銷載荷結(jié)果存在相位差，為了更清晰直觀的進(jìn)行對(duì)比分析，現(xiàn)去除各載荷相位差，保持相同載荷趨勢(shì)，與理論載荷結(jié)果合并展示，如圖6所示。

曲軸轉(zhuǎn)角為180°～360°，載荷呈先下降后上升趨勢(shì)，最小載荷98.66 kN，曲軸轉(zhuǎn)角為330°～360°區(qū)間內(nèi)載荷急劇增大，此時(shí)仿真載荷和理論載荷偏差很小，主要是此區(qū)間處于做功階段，連桿力是曲柄銷載荷主要影響因素，慣性力誤差影響不明顯。在載荷接近600 kN的情況下，仿真載荷相較于理論載荷存在部分波動(dòng)，主要是由于壓力導(dǎo)致曲軸彈性變形而引起的，曲軸微弱變形導(dǎo)致其他曲柄銷受力方向和大小改變，載荷曲線表現(xiàn)沒有理論載荷曲線平緩光滑。

由表1可知：曲柄銷載荷仿真最大值與理論最大值平均偏差10 kN左右，誤差1.67%，大于300 kN的仿真載荷與理論載荷誤差在3%以內(nèi)，這個(gè)誤差主要是由曲軸彈性變形以及慣性力近似計(jì)算造成的。對(duì)于曲軸有限元靜力學(xué)仿真分析及強(qiáng)度校核，最大曲柄銷載荷對(duì)于分析結(jié)果影響最大，經(jīng)動(dòng)力學(xué)修正后的載荷至少可以提高2%仿真結(jié)果精度；曲柄銷載荷小于300 kN時(shí)，仿真載荷與理論載荷偏差值在45 kN以內(nèi)，偏差中位數(shù)20 kN，因?yàn)?6V265柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)質(zhì)量較大，較小質(zhì)量近似就可能導(dǎo)致較大載荷偏差。在有限元仿真中，較小的曲柄銷載荷對(duì)于靜力學(xué)仿真結(jié)果影響不大，特別是曲軸最大應(yīng)力，但也存在一定程度的影響。

在圖6中，曲軸轉(zhuǎn)角0～180°內(nèi)，曲柄銷載荷呈先下降后上升趨勢(shì)，變化比較平緩，在70°附近達(dá)到最小值66.48 kN，仿真載荷和理論載荷最小值基本一致，此曲軸轉(zhuǎn)角區(qū)間內(nèi)，活塞壓力較小，對(duì)曲柄銷載荷影響較大的是旋轉(zhuǎn)慣性力，由于理論計(jì)算是根據(jù)動(dòng)力學(xué)等效原則對(duì)連桿曲軸質(zhì)量換算近似選取的，相較于 Adams軟件計(jì)算精度不高，因此理論載荷與仿真載荷存在一定的偏差。

曲軸轉(zhuǎn)角為360°～540°，曲柄銷載荷上升到最大值，其中理論載荷最大值為584.02 kN，仿真載荷最大值在600 kN左右波動(dòng)，曲柄銷3最大載荷為599.65 kN，曲柄銷11最大載荷為588.18 kN，其余曲柄銷載荷在595 kN附近，仿真最大載荷均大于理論最大載荷，偏差在4至16 kN之間，偏差百分比最大為2.67%。在420°曲軸轉(zhuǎn)角附近曲柄銷載荷波動(dòng)劇烈，此區(qū)間活塞位于下止點(diǎn)附近，連桿作用力方向改變且數(shù)值較小，而且由于數(shù)據(jù)采集最小間隔為5°，造成載荷曲線呈較強(qiáng)波動(dòng)狀態(tài)。

綜上所述，仿真結(jié)果和理論結(jié)果載荷整體曲線趨勢(shì)基本一致，數(shù)值差異在最大載荷附近時(shí)不明顯，而且由于曲軸彈性變形，仿真載荷要大于理論載荷，在非最大載荷區(qū)間存在一定的偏差，主要是因?yàn)閼T性力等計(jì)算誤差導(dǎo)致的。下面以靜力學(xué)分析中曲柄銷載荷具體加載情況為例，分別選取曲柄銷1、3、11處于最大載荷時(shí)刻，分析未經(jīng)修正的理論載荷相較于修正后載荷的實(shí)際誤差情況，如表1所示。

看上去年齡都不過十五。[注]烏其拉圖：《<江格爾> 中的歷史遺跡和波斯古經(jīng)》，載《蒙古語言文學(xué)》(蒙古文版)1997年第1期。論文為蒙古文，所引《江格爾》詩句采用了霍爾查所譯《江格爾》中的漢譯文(新疆人民出版社，1988年版，第3頁)；而《阿維斯塔》詩句采用了季羨林主編的《東方文學(xué)作品選》中的漢譯文(湖南人民出版社，1986年版，第408頁)

江格爾

曲柄銷理論載荷結(jié)果是由已知的缸壓曲線和機(jī)構(gòu)零件尺寸質(zhì)量參數(shù)，依次計(jì)算活塞氣體力、往復(fù)慣性力、連桿力、旋轉(zhuǎn)慣性力等，通過載荷運(yùn)算得到的，最終結(jié)果如圖5所示。其中連桿組質(zhì)量換算為連桿小頭往復(fù)質(zhì)量和大頭旋轉(zhuǎn)質(zhì)量，涉及到質(zhì)心位置難以確定，具體數(shù)值是參照工程經(jīng)驗(yàn)近似選取的，存在慣性力計(jì)算誤差。

在施工開始之前的設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)中，施工設(shè)計(jì)的工作人員一定要做到周全及換位思考，就綜合所設(shè)計(jì)的來看，對(duì)人們的生活是否造成了不必要的影響，保證最終實(shí)現(xiàn)的是人性化的設(shè)計(jì)，這樣既能保證設(shè)計(jì)的人性化又能保證它的施工質(zhì)量，給排水系統(tǒng)作為一個(gè)非常重要的基礎(chǔ)設(shè)施，施工的相關(guān)人員一定要具備足夠的專業(yè)知識(shí)和專業(yè)能力，將一切可能突發(fā)事件都考慮在內(nèi)，并且所設(shè)計(jì)的給排水系統(tǒng)要具有其應(yīng)對(duì)所有突發(fā)事件的能力，在所有的突發(fā)情況中，保證消防給排水系統(tǒng)可以正常使用，所以在這一環(huán)節(jié)的設(shè)計(jì)和施工過程中，必須保障質(zhì)量，不要過度考慮成本的問題。

何以如此？無為縣紀(jì)委領(lǐng)導(dǎo)一語中的：“沒有腐敗官員充當(dāng)‘保護(hù)傘’，黑社會(huì)就難以生存下去?！眳菢I(yè)平這個(gè)曾經(jīng)手握法槌的法官，只因升遷無望、仕途受挫，就逐漸放棄了追求、丟掉了信念，從小節(jié)不守開始，發(fā)展到濫用職權(quán)包庇黑社會(huì)成員，慢慢生成了“權(quán)”大于“紀(jì)”、大于“法”的錯(cuò)誤理念，最終走向違紀(jì)違法的深淵……

由對(duì)比分析，理論載荷雖然計(jì)算簡(jiǎn)單，但未考慮曲軸彈性變形和誤差修正，分析過程理想化，存在一定局限性，導(dǎo)致載荷結(jié)果與實(shí)際存在誤差，而Adams剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型充分考慮了曲軸的彈性變形，合理忽略活塞及連桿變形量的影響，即貼近實(shí)際運(yùn)行情況增加數(shù)據(jù)與實(shí)際的貼合度，又節(jié)約了計(jì)算資源，在此基礎(chǔ)上，通過軟件修正慣性力理論計(jì)算的誤差，提高了載荷數(shù)據(jù)的精度和可靠性。

4 結(jié)論

1)Adams動(dòng)力學(xué)仿真充分考慮了曲軸彈性變形及慣性力計(jì)算誤差對(duì)曲柄銷載荷的影響，相較于理論分析更符合曲軸實(shí)際工作情況，動(dòng)力學(xué)仿真載荷結(jié)果更精確，可靠性更高。

2)活塞最大爆發(fā)壓力附近曲軸彈性形變對(duì)曲柄銷仿真載荷影響較大，但仿真載荷與理論載荷誤差較?。换钊麎毫^小時(shí)旋轉(zhuǎn)慣性力對(duì)曲柄銷仿真載荷影響較大，仿真載荷與理論載荷誤差也較大。

綜觀研究現(xiàn)狀，不難看出：(1)歷時(shí)的、文化的考察多于語言學(xué)的考察，對(duì)于新詞的構(gòu)詞特點(diǎn)與使用狀況的研究尚存不足；(2)偏重“漢日之間”的相互影響，對(duì)于漢日語之外的、諸如英語等第三國(guó)語言影響的探討尚存不足；(3)對(duì)某特定詞匯的個(gè)體考察多于對(duì)某專門領(lǐng)域“詞匯群”的整體考察。

3)動(dòng)力學(xué)仿真曲柄銷最大載荷599.65 kN，理論最大載荷584.02 kN，修正誤差2.59%，其他載荷均有不同程度修正，為多缸柴油機(jī)曲軸強(qiáng)度校核等工作提供了依據(jù)。

[1]陳佐添.基于應(yīng)力云圖和有限元的柴油機(jī)曲軸疲勞強(qiáng)度分析[J].艦船科學(xué)技術(shù),2019,41(19):144-147.

[2]李戰(zhàn)偉.柴油機(jī)曲軸三維有限元可靠性分析[J].機(jī)電一體化,2014(5):53-56.

[3]朱盼盼.柴油機(jī)曲軸的疲勞分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2016,(6):23-25.

[4]田俊龍.發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的扭振及疲勞分析[D].太原:太原理工大學(xué),2016,(5):15-18.

[5]TarunSingh,Least life analysis of diesel locomotive crankshaft[J].Materials Today:Proceedings,2021,(44):4369-4374.

[6]孫楠楠.基于應(yīng)變-壽命理論的曲軸疲勞分析研究.內(nèi)燃機(jī)工程.2014,35( 6) : 60-64.

[7]秦瑤.基于雨流計(jì)數(shù)法的壓縮機(jī)曲軸疲勞壽命分析.壓縮機(jī)技術(shù). 2015,(06)：1-7.

[8]郭萬劍.基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)理論的內(nèi)燃機(jī)曲軸疲勞壽命評(píng)估.制造業(yè)自動(dòng)化. 2016,38(10).