6L280 柴油机曲轴的静强度及疲劳计算分析 隆孝军张伟华南车资阳机车有限公司 641301 摘要 : 采用高级通用机械有限元分析软件 ANSYS/Mechanical11.0 的结构力学分析功能, 对 6L280 型柴油机曲轴进行了一个工作循环内多个工况的强度计算, 并采用高级疲劳分析软件 fe-safe 的疲劳分析功能, 对曲轴进行了疲劳安全系数 疲劳寿命计算 计算结果表明, 该曲轴的静强度 疲劳强度 疲劳寿命均满足设计要求 关键词 :6L280 型柴油机 ; 曲轴 ; 强度 ; 疲劳寿命 ; 疲劳安全系数 ;ANSYS 软件 ;fe-safe 软件 1. 前言 曲轴是柴油机的核心部件, 在柴油机工作过程中, 活塞顶面承受交变的气体压力作用, 推动活塞在汽缸内作往复运动, 而活塞的运动又引起连杆带动曲轴绕曲轴主轴颈中心转动 因此, 曲轴在工作中承受多种载荷的作用, 如连杆大端对曲轴的作用力 主轴承座的支承力 输出端的反扭矩等 这些载荷不仅对曲轴产生复杂弯扭组合作用, 且载荷不断变化, 故曲轴的强度 疲劳是设计工作中关注的重要问题 本文对 6L280 型柴油机曲轴进行结构强度 疲劳的对比计算, 旨在为曲轴的结构强度 疲劳评价提供参考依据 2. 强度计算模型 2.1 模型建立 6L280 型柴油机曲轴结构复杂, 主体结构包括主轴颈 曲柄销 曲柄臂等 因此, 曲轴计算中不仅要考虑各种复杂的载荷, 还要尽量模拟对曲轴强度 疲劳有影响的复杂细部结构, 曲轴计算工作量大 复杂性高 为了较准确 经济地模拟曲轴结构的强度 疲劳性能, 首先在 ANSYS Mechanical 软件的前处理模块中, 建立如图 1 所示的 图中坐标系规定从输出端指向自由端为 Z 轴正方向 随后各图的坐标系规定与此相同 第 - 1 - 页
图 1 6L280 型柴油机内 R 结构曲轴计算用实体模型 ( 近似支撑结构 ) 2.2 计算用有限元模型 (1) 单元类型 : 采用高精度单元 SOLID187 离散曲轴自身结构 ; 采用高精度单元 SOLID186 离散近似支撑结构 ; 另外采用 SHELL93 单元离散输出端圆周外表面, 以便施加输出端设备对曲轴的转动约束 ; 主轴颈 近似支撑的相互挤压作用由 Targ170 Contact174 单元建立接触对来模拟 (2) 网格划分 为保证良好的单元形状和控制单元数量, 主轴颈 主轴颈圆根 曲柄销 曲柄销圆根等外表面及近似支撑体均采用映射网格划分 ; 曲轴体采用自由网格划分方式 (3) 计算精度保证 为保证圆根部位的计算精度, 对圆根部位单元进行加密 图 2 为建立的 6L280 型柴油机内 R 结构曲轴计算用有限元模型, 共有 506516 个节点, 352236 个单元 ( 其中 SOLID187 单元 346452 个,SOLID186 单元 1792 个,TARGE170 单元 896 个, CONTA174 单元 3024,;SHELL93 单元 72 个 ) 2.3 模型的材料参数 6L280 型柴油机的曲轴材料为 42CrMoA, 弹性模量 E=2.03 10 11 Pa, 泊松比 ν=0.3, 密度 ρ=7850kg/m 3 材料强度要求: 抗拉强度 σ b 834MPa, 屈服强度 σ 0.2 637MPa 在有限元强度计算时只需要弹性模量 E 泊松比 ν 和密度 ρ 等参数 3. 模型载荷与边界条件 曲轴在工作过程中承受的载荷及边界条件有 : 主轴承支撑作用力 输出端反扭矩 平 第 - 2 - 页
衡块离心力 曲柄臂 / 曲柄销的离心力 连杆对曲柄销的载荷等 曲柄销的连杆作用载荷包括曲柄销作用力 连杆大端的离心惯性力两部分 计算中将这两部分统一考虑, 并处理成连杆对曲柄销的法向力和切向力 切向力 法向力作用在曲柄销表面的压力遵循油膜压力分布方式, 如图 3 所示 图 2 6L280 型柴油机内 R 结构曲轴计算用有限元模型 Q Q q x qθ y 120 θ x R L L 图 3 曲柄销上连杆作用载荷的压力分布 第 - 3 - 页
具体分布规律为 : 2 9Q x 3 q x = (1 ) ; q cos( θ ) 2 θ = qx 16RL L 2 式中 :Q 为曲柄销的连杆作用载荷 ;R 为曲柄销圆柱面半径 ;L 为载荷 Q 作用的有效长度之半 ;q x 为 Q 载荷作用的压力沿曲柄销长度的分布 ;q θ 为 Q 载荷作用的压力沿曲柄销周向 (120 度范围 ) 的分布 依据载荷为柴油机 1000r/min 一个工作循环(720 度转角 ) 内连杆作用在第 6 曲柄销的法向力 F N 切向力 F T 法向力包含连杆大端的离心惯性力, 曲轴转角为第 6 曲柄销曲轴转角 方向规定如图 4 所示, 正值法向力使曲柄销受压 负值使曲柄销受拉 从曲轴输出端指向自由端, 正值切向力使曲轴有顺时针转动趋势, 负值切向力使曲轴有反时针转动趋势 图 5 图 6 为曲轴作用载荷图 其它曲柄销的载荷也以此类推 由于篇幅有限, 其他曲柄销的载荷图此处从略 图 4 曲柄销上作用载荷的方向 图 5 连杆作用于第 6 曲柄销的切向力 第 - 4 - 页
图 6 连杆作用于第 6 曲柄销的法向力 4. 曲轴强度计算 4.1 强度评价标准 6L280 型柴油机曲轴为延性钢材, 且在运用过程中曲轴结构各位置都处于复杂的三向应力状态, 因此根据第四强度理论, 采用等效应力来评价曲轴强度 具体为 : 若曲轴关键部位 ( 如圆根 油孔等 ) 的最大等效应力值不超过曲轴材料屈服强度 σ 0.2 的最小值 637MPa( 即不产生永久性变形 ), 则认为强度合格 4.2 计算应力图 7 为曲轴在柴油机转速为 1000r/min 一个工作循环内 第 6 曲柄销在曲轴某转角位置时的最大应力图 由于篇幅有限, 其他转角应力云图从略 表 1 为曲轴的应力值统计情况 图 7 第 6 曲柄销曲轴转角为 265 度时的曲轴应力云图 第 - 5 - 页
表 1 柴油机一个工作循环内曲轴的应力计算情况 第六曲柄 内 R 曲轴 销曲轴转最大应力安全位置角 ( 度 ) (MPa) 系数 0 68.4 第一曲柄销与第一曲柄臂间的圆根 9.31 35 74.4 第四曲柄销与第八曲柄臂间的圆根 8.56 75 53.9 第三主轴颈与第五曲柄臂间的圆根 11.82 120 50.3 第五曲柄销内部横油孔 12.66 145 64.8 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根 9.83 180 41.7 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根 15.28 205 44.0 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根 14.48 250 74.6 第四主轴颈与第七曲柄臂间的圆根 8.54 265 90.8 第六曲柄销与第十一曲柄臂间的圆根 7.02 315 58.1 第三曲柄销表面横油孔 10.96 370 77.9 输出端圆根 8.18 375 86.3 输出端圆根 7.38 385 75.3 输出端圆根 8.46 445 40.7 第六曲柄销表面横油孔 15.65 515 69.3 第三主轴颈与第五曲柄臂间的圆根 9.19 565 48.1 第四曲柄销表面横油孔 13.24 600 57.8 第六主轴颈与第六曲柄臂间的圆根 11.02 625 74.1 第五主轴颈与第八曲柄臂间的圆根 8.60 645 44.2 第四曲柄销表面横油孔 14.41 685 36.1 输出端圆根 17.64 从上述计算结果可知 : 内 R 曲轴的最大应力为 90.8MPa, 发生在第 6 曲柄销曲轴转角为 265 度时, 位置在第 6 曲柄销与第 11 曲柄臂间的圆根, 强度安全系数为 7.02 说明该曲轴有足够的强度 5. 曲轴疲劳计算 5.1 计算方法曲轴疲劳性能与多种因素相关, 如材料性能 加工质量 作用载荷等 6L280 型柴油机曲轴疲劳计算的主要难点在于 :(1) 没有可用的曲轴疲劳实验参数 ;(2) 需要确定曲轴的疲劳计算用载荷谱 ;(3) 疲劳计算工作量大 因此, 在提高计算效率 尽可能保证准确性 第 - 6 - 页
等要求下, 采用如下疲劳计算方法 :(1) 在前述应力计算的基础上, 将有限元计算应力读入高级疲劳分析软件 fe-safe 中, 并定义曲轴疲劳载荷谱 ;(2) 根据曲轴材料的弹性模量 抗拉强度等参数, 利用 fe-safe 软件的疲劳参数近似计算功能, 计算曲轴的材料疲劳参数 ; (3) 在 fe-safe 软件中进行曲轴加工粗糙度定义 疲劳寿命和疲劳安全系数计算 ;(4) 在 ANSYS Mechanical 软件中完成相关数据的提取处理 5.2 疲劳算法曲柄为延性材料, 采用目前对延性金属材料非常适用的 带 Morrow 平均应力修正功能的 BrownMiller 疲劳算法进行有限寿命计算 该方法认为, 疲劳损伤产生于构件表面, 且疲劳损伤发生于经受最大剪应变幅的平面, 同时与该平面的剪应变和正应变有关 产生 1mm 长度损伤时剪应变幅 正应变幅与载荷循环次数的关系为 : Δγ ( f n m) max Δε σ σ n, b c + = 1.65 (2N f ) + 1.75ε f (2N f ) 2 2 E 式中 :Δγ max 为最大剪应变幅 ;Δε n 为正应变幅 ;σ f 为疲劳强化系数 ;σ n,m 为平面上的平均正应力 ;N f 为载荷循环次数 ;b 为疲劳强化指数 ;ε f 为疲劳延性系数 ;c 为疲劳延性指数 5.3 疲劳参数定义由于没有可用的曲轴材料疲劳参数, 本次分析采用 fe-safe 软件的材料疲劳参数 seeger 近似计算法得到的疲劳参数 seeger 近似计算法采用材料的抗拉强度 弹性模量 脆性 / 延性属性等来计算材料疲劳参数 曲轴材料疲劳参数计算采用的材料参数为 : 弹性模型 E=2.03 10 11 Pa 抗拉强度 σ b=834mpa 图 8 为 seeger 近似算法得到的曲轴材料应变幅 - 寿命曲线, 计算得到的曲轴材料疲劳参数为 : 疲劳强化系数 σ f =1376MPa; 循环应变疲劳强化指数 b=-0.087; 疲劳延性系数 ε f =0.508257; 疲劳延性指数 c=-0.58 依据该曲线就可对曲轴进行疲劳分析 第 - 7 - 页
图 8 6L280 型柴油机曲轴材料的应变幅 - 疲劳寿命近似曲线 ( 抗拉强度 σb=834mpa) 5.4 载荷谱与加工粗糙度定义 将第 6 曲柄销在不同曲轴转角的应力读入 fe-safe 软件, 并根据第 6 曲柄销曲轴转角, 以 0 35 75 120 145 180 205 250 265 315 370 375 385 445 515 565 600 625 645 685 0 的顺序定义为曲轴的一个疲劳载荷循环 曲轴主要部位的粗糙度上限值为 : 轴颈面 0.32μm, 圆根圆弧面 0.8μm, 曲柄销 / 主轴颈横油孔 0.16μm, 其它个别非关键部位为 1.6μm 因此计算中采用的粗糙度范围为:0.6 μm<ra 1.6μm 5.5 疲劳评价标准 5.5.1 疲劳寿命曲轴疲劳设计为每天工作 24 小时 使用寿命为 30 年 ( 一年按 365 天计 ) 及 1000r/min 考 9 虑, 设计循环次数 ( 设计寿命 ) 为 : N critical = 30 365 24 60 1000 / 2 = 7.884 10 ( 以上数据由委托方提供 ) 若曲轴的疲劳寿命达到或超过其设计寿命, 则曲轴的疲劳寿命满足要求 5.5.2 疲劳安全系数若将上述载荷循环的载荷同时放大 n 倍, 曲轴的疲劳寿命刚好等于设计寿命, 则 n 称为曲轴的疲劳安全系数 若疲劳安全系数达到或超过 1.0, 则认为曲轴有足够的疲劳安全系数 但工程上这样的疲劳安全系数不作为强制判断指标 5.6 疲劳计算结果 图 9 为曲轴的计算疲劳寿命图, 其值为常用对数表示的循环次数 由图可见, 内 R 曲轴 第 - 8 - 页
寿命 ( 循环次数 ) 的对数值最小为 13.75, 出现在第 4 主轴颈与第 7 曲柄臂间圆根位置 内 R 13.75 13 曲轴的疲劳寿命以循环次数 N cycle 表示为 : = 10 = 5.62 10 次, 曲轴的寿命均大于 设计寿命 N cycle 图 9 曲轴的对数疲劳寿命分布图 图 10 为曲轴疲劳安全系数图 由图可见, 内 R 曲轴在设计寿命下的疲劳安全系数最小值为 1.993, 出现在第 4 主轴颈与第 7 曲柄臂间圆根位置 该值远大于 1.0, 说明曲轴有足够的抵抗疲劳能力 第 - 9 - 页
图 10 曲轴在设计寿命下的疲劳安全系数分布图 6. 结论 (1) 曲轴的大应力区域主要为圆根部位 ( 如主轴颈与曲柄臂间圆根 曲柄销与曲柄臂间圆根 ) 内 R 曲轴的最大应力为 90.8MPa, 发生在第 6 曲柄销曲轴转角为 265 度时, 位置在第 6 曲柄销与第 11 曲柄臂间的圆根, 以屈服强度为极限强度时, 强度安全系数为 7.02 说明该轴有足够强度 (2) 计算的疲劳寿命为产生 1~2mm 长度裂纹的疲劳寿命, 并不是曲轴发生完全断裂时的疲劳寿命 以循环次数计算, 内 R 曲轴的疲劳寿命最小值为 5.62 10 13 次, 出现在第 4 主轴颈与第 7 曲柄臂间圆根位置 曲轴的疲劳寿命远超过其设计寿命 (7.884 10 9 次 ), 疲劳寿命满足要求 (3) 内 R 结构曲轴在设计寿命下的疲劳安全系数最小值为 1.993, 出现在第 4 主轴颈与第 7 曲柄臂间圆根位置 曲轴的疲劳安全系数远大于 1.0, 证明该曲轴有足够的抗疲劳能力 (4) 疲劳计算是以曲轴调质后的力学性能参数为依据的 实际产品的轴颈表面 曲柄销圆根等部位经过中频淬火后的抗拉强度应更高, 因此这些部位的实际疲劳寿命应大于计算寿命 [ 参考文献 ] [1] 尹建民, 等.X6135 柴油机曲轴强度的三维有限元研究 [J]. 内燃机工程,1997,18(2). 第 - 10 - 页