基于柴油机考核工况的曲轴疲劳耐久性模拟试验方法

王　军， 郭　珍， 徐　宏， 苏铁熊， 张自明， 张　翼

(1. 中北大学 机械与动力工程学院， 山西 太原 030051； 2. 中国北方发动机研究所， 天津 300400)



基于柴油机考核工况的曲轴疲劳耐久性模拟试验方法

王军1， 郭珍2， 徐宏1， 苏铁熊1， 张自明2， 张翼1

(1. 中北大学 机械与动力工程学院， 山西 太原 030051； 2. 中国北方发动机研究所， 天津 300400)

摘要:针对曲轴耐久性试验周期长、 费用高等问题， 提出一种基于柴油机台架考核试验的曲轴疲劳耐久性模拟试验方法. 该方法使用有限元瞬态分析计算获得曲轴在4种主要考核工况下的应力时间历程， 按不同工况考核时间比例编制了疲劳载荷谱， 根据疲劳损伤累积理论计算出曲轴可持续工作时间， 并提出了耐久性评价方法. 以某曲轴为例， 叙述了模拟试验方法的应用过程. 应用结果表明， 该方法可以对曲轴考核工况的耐久性进行模拟， 也可用于曲轴设计时的疲劳寿命预测.

关键词:柴油机； 曲轴； 疲劳耐久性； 模拟试验

0引言

曲轴是柴油机最重要的运动件之一， 承受着周期性的燃气压力、 往复和旋转运动质量的惯性力以及转矩和弯矩作用. 柴油机的发展与强化使曲轴的工作条件愈加苛刻， 故曲轴的疲劳耐久性问题日益突出[1].

目前， 对曲轴的疲劳耐久性分析主要有试验方法和数值仿真分析方法. 试验方法具有直观准确的优点， 但是费用高、 周期长、 试验准备过程复杂， 对试验硬件条件要求高. 随着有限元计算方法的完善和计算机计算速度的飞速发展， 通过有限元法数值计算获得曲轴的应力分布及工作循环中的应力变化规律， 进而进行曲轴的疲劳寿命预测， 能较大程度地弥补试验方法的不足[2-3]. 彭禹等[4]结合有限元方法、 多体动力学刚-柔耦合模型和疲劳分析方法进行联合求解， 对某发动机曲轴的多轴疲劳寿命进行预测. KEITA等[5]通过使用商业有限元软件对某V型8缸柴油机曲轴的动态行为进行了数值计算， 得到了曲轴在全负荷工况下的动态应力时间历程， 进而以等效应力为参量对曲轴高应力部位进行了疲劳分析， 最后根据疲劳分析结果确定了曲轴在全负荷工况下的耐久性. 然而， 目前已报道的研究大多只考虑曲轴极限受力时刻的应力状态， 或仅基于单一工况的瞬态应力分析结果来近似模拟曲轴工作过程中的应力循环[6]， 与柴油机的实际工况或试验考核工况有较大差异.

本研究根据“装甲车辆柴油机台架试验”对高功率柴油机耐久性考核工况、 考核时间的要求， 以柴油机关键件曲轴为研究对象， 提出一种基于台架考核试验工况的疲劳耐久性模拟试验方法. 该方法考虑了试验中涉及的4种主要考核工况， 通过有限元瞬态计算获得不同工况时的应力时间历程， 使用雨流计数法构建疲劳载荷谱作为疲劳分析的输入载荷， 使用应力疲劳寿命分析方法预测曲轴的寿命， 同时给出了基于多工况的耐久性评价方法. 最后以某柴油机曲轴为例对该方法进行了验证. 该方法也可用于其他复杂工况时的曲轴耐久性评价.

1 疲劳耐久性模拟试验方法

1.1试验工况及要求

“装甲车辆柴油机台架试验”[7]规定柴油机耐久性试验以10 h为1个试验循环， 具体包含以下步骤： ① 起动， 逐步增加转速、 负荷， 使冷却介质和机油达到规定要求； ② 从最低空载转速增加到最高空载转速3次； ③ 标定转速、 外特性扭矩工况运转60 min， 85%～90%标定转速、 外特性扭矩工况运转420 min， 80%标定转速、 外特性扭矩工况运转100 min， 最大扭矩工况运转20 min； ④ 检查最低空载转速； ⑤ 冷却停车， 各试验循环间停车时间不大于60 min.

由于耐久性试验中步骤 ①～⑤ 持续时间相对较短或曲轴不工作， 对曲轴的高周疲劳寿命影响较小， 所以在模拟试验中忽略起动、 空载、 冷却停车等过程对曲轴的影响， 只考虑标定转速、 85%～90%标定转速、 80%标定转速及最大扭矩等4种主要考核工况.

1.2模拟试验流程

曲轴耐久性模拟试验流程如图1所示. 首先建立曲轴瞬态分析的有限元模型， 包括建立曲轴三维实体模型， 进行网格剖分， 设置位移、 约束、 接触等边界条件， 设置弹性模量、 泊松比等材料参数； 根据4种考核工况分别施加相应的载荷进行有限元瞬态分析， 得到曲轴各工况时的应力时间历程； 基于各工况的应力时间历程及各工况的考核时间构建包含4种考核工况的疲劳载荷谱； 设置材料的S-N曲线， 并根据曲轴的强化形式、 表面状态等进行修正； 结合疲劳载荷谱， 使用线性累积损伤理论进行寿命预测， 得到曲轴总的循环次数； 将总的循环次数转化为可持续工作时间来评价其耐久性.

1.3耐久性评价方法

不同工况的动态应力结果对结构的耐久性、 疲劳性能有重要影响[8]. 柴油机工况不同时转速也不同， 相同时间曲轴的旋转次数也不同. 因此在准确构造曲轴的考核载荷谱并将曲轴寿命(即总循环次数)转化为时间时， 需要考虑不同工况曲轴转速对寿命的影响. 另外， 如果将1个试验循环10 h的瞬态应力时间历程全部输入进行疲劳计算， 会耗费大量的机时， 甚至无法进行计算， 所以需要对10 h的载荷谱进行合理简化， 以得到能表征各工况工作时间比例的载荷谱段.

设柴油机4种工况的转速(r/min)分别为n1,n2,n3,n4. 1个试验循环中每种工况运行时间分别为60, 420, 100, 20 min， 可以得到1个试验循环中曲轴各工况的循环次数比 3n1∶21n2∶5n3∶n4.

(1)

式中：Ti为柴油机某工况时曲轴1个循环(曲轴旋转2周)所需要的时间，Ti=120/ni,i=1,2,3,4.

使用雨流计数法[9-10]对简化考核载荷谱中的应力幅值、 均值及相应的循环次数进行计数, 忽略应力幅值小于10%应力极差(最大应力幅-最小应力幅)的低循环应力对疲劳寿命的影响. 根据Miner线性累积损伤法则[11]， 对应柴油机1个考核循环(即时间为t的简化载荷谱段)， 曲轴的疲劳累积损伤量ΔD为

(2)

式中：Ni为应力水平时Si的疲劳寿命，m为雨流计数得到的应力水平Si的数量.

进一步， 可得到柴油机曲轴发生疲劳破坏前所经历的耐久性考核循环次数N为

(3)

则曲轴可以持续工作的总时间为

(4)

2某曲轴的疲劳耐久性分析

某16缸高速柴油机标定转速为2 100 r/min. 曲轴的主要结构参数为曲柄半径92.5 mm， 主轴颈长度56.4 mm， 主轴颈直径141 mm， 曲柄销长度98 mm， 曲柄销直径105 mm， 曲柄臂厚度35.8 mm， 过渡圆角半径6 mm.

2.1有限元瞬态分析模型建立

曲轴有限元计算中使用的实体模型有4种： 1/2曲拐模型， 1/4曲拐模型， 单个曲拐模型和整体曲轴模型. 对于缸数较多的柴油机， 采用整体曲轴会造成计算规模较大， 尤其是进行瞬态分析时往往由于硬件条件的限制无法实施. 本文采用三维建模软件Pro/E建立了曲轴的单拐实体模型， 如图 2 所示， 模型保留了应力集中严重、 校核最为关注的油孔、 圆角、 倒角等细节特征. 为了使约束条件与真实工作条件一致， 同时建立了主轴承座、 轴承盖、 轴瓦等零件的简化实体模型， 将这些模型与曲轴单拐模型进行装配， 形成有限元分析的几何模型. 其中主轴承座简化为两个带座孔的板状结构.

2.1.1网格剖分

在有限元前处理软件ANSA中分别对曲轴单拐、 主轴承座、 轴承盖、 轴瓦进行网格剖分， 并分别定义其材料属性(如表 1 所示). 有限元模型采用四节点四面体单元， 网格的大小经过多次试算后确定， 在应力集中严重的主轴颈与曲柄臂过渡圆角处、 连杆轴径与曲柄臂过渡圆角处以及油孔周围均采用单元长度为1 mm的网格， 力求提高计算精度， 准确地反映出这些区域的应力集中情况. 连杆轴径和主轴颈采用的单元长度为4 mm， 曲柄臂单元长度为10 mm， 主轴承座、 轴承盖等非关注部位单元长度为15 mm. 曲轴组合结构网格模型如图 3 所示.

2.1.2位移及接触边界条件

根据曲轴的实际工作状况， 主轴承座孔刚度相对较大， 因此在主轴承座孔断面的上部进行垂直于断面方向和轴向的位移约束， 两侧进行垂直于断面方向的位移约束； 曲轴通过主轴颈的圆周表面和主轴承座之间建立的接触关系以及右端主轴径的轴向约束限制其平动自由度； 在曲拐右端， 通过主轴颈的端面进行轴向约束， 以限制曲轴的转动自由度.

对于由曲轴、 主轴承座组成的组合结构， 主轴颈与轴瓦、 轴瓦与轴承座孔(包括轴承盖孔)、 轴承盖与横隔板之间有接触效应， 建立了柔体与柔体的面-面接触关系， 设置主轴颈与主轴瓦之间0.161 mm的装配间隙.

2.1.3工况及载荷

该柴油机4种考核工况的转速分别为2 100, 1 890, 1 680, 1 785 r/min. 利用课题组自主研制的“发动机总体力学分析系统”[12]对该柴油机曲柄连杆机构进行动力学分析， 得到在4种考核工况时的连杆力大小及连杆力的作用角， 为瞬态计算提供载荷边界条件， 各工况的连杆力曲线如图 4 所示. 连杆作用力以数据表面的形式施加于曲轴的曲柄销表面上， 沿轴向按二次抛物线分布， 沿轴颈圆周方向呈120°余弦分布规律[13]， 如图 5 所示. 轴颈分布载荷的计算

(5)

式中：Qc为作用在轴颈上的总载荷；L为连杆总长的一半；R为连杆轴径半径.

瞬态分析时， 载荷步数的选取不仅关系到疲劳计算时载荷谱的完整性， 还关系到计算的时间及计算规模. 在兼顾载荷谱完整的情况下， 综合考虑计算机的计算能力及效率， 曲轴每转动10°设置一个载荷步， 在每种考核工况的一个工作循环内取72个载荷步. 利用ANSYS软件参数化编程语言APDL， 编写了专用的计算程序， 实现不同载荷步时能自动将按式(3)计算得到的动态载荷施加到相应的曲轴颈表面节点上.

2.2有限元瞬态计算结果

使用建立的曲轴单拐组合有限元模型， 采用完全法进行瞬态动力学分析[14]， 得到曲轴上任意节点的应力时间历程. 图 6 为标定工况最大受压时刻的最大主应力云图， 可以看出， 该时该左侧曲柄销过渡圆角应力最大， 为204 MPa. 事实上， 这里也是曲轴容易发生疲劳破坏的危险部位. 图 7 所示为危险部位处节点在4种工况时的最大主应力时间历程曲线.

2.3材料的S-N曲线及修正

曲轴材料为34CrNiMo6， 其强度极限为980 MPa 的疲劳极限为353 MPa. 在疲劳分析软件DesignLife中建立曲轴材料34CrNiMo6的S-N曲线如图 8 中虚线所示. 材料的S-N曲线是通过对磨光处理的标准试样试验得到的， 而实际曲轴轴颈表面通过机加工后进行了渗氮处理， 圆角部位进行了滚压强化， 加工方法不同导致表面质量不同， 其抗疲劳强度也不同， 因此使用表面处理系数Ksur对材料的S-N曲线进行适当修正.

零件表面处理系数[15]

(6)

式中：KT为表面强化系数， 对于滚压处理， 取1.25；KD为零件的尺寸系数， 取0.7；KR为表面粗糙度系数， 当粗糙度值Rz≤1 μm时，KR=1， 当Rz>1 μm时，KR按式(7)计算

(7)

式中：σb为材料强度极限， 取980 MPa；Rz=200 μm;aR，Rm,n,min为常数， 分别取值0.22， 400 MPa.

经Ksur修正后的曲轴零件级的S-N曲线如图 8 中实线所示.

2.4寿命预测及耐久性评价

将曲轴4种工况的有限元瞬态应力结果文件按循环次数比即30∶189∶40∶85导入专业疲劳分析软件DesignLife中， 构造出疲劳计算的考核载荷谱. 根据式(1)可求得该谱段对应的时间t=22.285 s. 利用修正的零件S-N曲线和Miner线性疲劳累计损伤理论进行曲轴的疲劳寿命计算. 计算结果表明曲轴寿命最小部位位于曲柄销过渡圆角处， 总循环次数N=3.3E7， 也就是说曲轴最多可以承受持续时间为22.285 s的考核载荷谱(包含30个3n1转速工况循环、 189个n2转速工况循环、 40个n3转速工况循环和85个n4转速工况循环)作用3.3E7个循环. 根据式(2)可以求得按台架耐久性考核标准， 该曲轴在发生疲劳破坏前可以连续工作204 279 h.

3结论

本研究基于柴油机台架考核试验的要求， 提出一种考虑多工况的曲轴疲劳耐久性模拟试验方法. 使用有限元瞬态分析方法计算不同工况的交变应力时间历程， 按不同工况考核时间比例编制疲劳载荷谱， 使用商业化疲劳分析软件进行寿命估算， 提出了耐久性评价方法. 最后以某油机曲轴为例对该模拟试验方法的可行性进行了验证. 该方法也可用于曲轴设计时的疲劳寿命预测. 与试验方法低效高成本的缺点相比， 具有明显的高效低成本优势.

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Simulation Method of Fatigue Durability of Crankshaft Based on Test Condition of Diesel Engine

WANG Jun1, GUO Zhen2, XU Hong1, SU Tie-xiong1, ZHANG Zi-ming2, ZHANG Yi1

(1. School of Mechanical Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, China；2. China North Engine Research Institute, Tianjin 300400, China)

Key words:diesel engine； crankshaft； fatigue durability； simulation test

Abstract:The crankshaft durability test was time-consuming and expensive. The simulation method of crankshaft fatigue durability was presented based on the diesel engine bench tests.The method fully considered main conditions involved in the durability testing of diesel engine. The stress time histories of the crankshaft were obtained by finite element transient analysison in four different working conditions.The fatigue load spectrum was established according to the check time of different working conditions. The crankshaft sustainable work time was calculated by dint of fatigue damage accumulation theory. Simultaneously, durability evaluation method of the crankshaft was proposed.With a crankshaft as an example, the simulation process of the durability test was described. Application results showed that the method can assess the durability on test conditions and be used in fatigue life prediction of the crankshaft in design process.

文章编号:1673-3193(2016)03-0252-06

收稿日期:2015-12-18

作者简介：王军(1979- )， 男， 讲师， 博士生， 主要从事内燃机现代设计、 结构疲劳寿命预测的研究.

中图分类号:TK422

文献标识码:A

doi:10.3969/j.issn.1673-3193.2016.03.009