曲轴试验（精选4篇）
曲轴试验 篇1
0概述
曲轴是内燃机的关键零部件之一,实际工作中承受的载荷十分复杂,曲轴一旦断裂会对内燃机造成不可扭转的损坏,因此对曲轴的抗疲劳强度进行判定尤为重要。目前,曲轴疲劳强度的试验台按加载方式分为弯曲疲劳试验台[1]和扭振试验台[2]。文献[3]在曲轴弯曲疲劳试验系统开发与研究针对国内疲劳试验机精度不够开发了一种有较强实用性的曲轴弯曲疲劳试验系统,并在机械台体设计部分简介了设计原理和方法。传统的台架设计理论基于振动方程[4,5],依据计算的曲轴弯曲刚度,调整摆体的转动惯量和固有频率,再对激振频率进行调整。随着有限元技术的发展,各类计算方法日趋完善,鉴于有限元在模态计算方面的优势,运用有限元设计方法也是一种趋势。本文中运用这两种方法来完成试验台设计。
1 结构及工作原理
谐振式曲轴弯曲疲劳试验台简要模型如图1所示。其中,θ1为主动臂摆角,θ2为从动臂摆角,l为摆臂中心距,L为激振点至加载中心线距离。
曲轴和两个摆体为刚性连接,组成类似于音叉的结构,利用电机驱动偏心轮,偏心轮转动产生离心力对其中一个摆体进行周期性激励,当激振频率与系统的固有频率接近时,两个摆体便会发生共振,此时夹在中间的曲拐会受到周期性载荷作用,以此模拟曲轴工作时的受力情况。
设偏心轮质量为m,偏心距为r,工作时的角速度为ω,对曲轴中心线产生的激振弯矩为:
式中,eiωt为简谐振动规律表达式,其中e为自然对数的底,i为虚数,t为时间。设曲轴弯曲刚度为k,主动臂转动惯量为J1,从动臂转动惯量为J2,系统在无阻尼情况的运动方程为:
求解方程,系统的共振频率ω0为:
系统的放大系数n为:
谐振式曲轴疲劳试验台充分利用了共振原理,很小的激振载荷经过放大便可达到试验载荷要求。
2 试验台参数设计
2.1 试验能力设计
摆臂设计耗时长且成本高,考虑台架尽可能适用于一定范围的曲轴试验,则可以降低试验工装的成本。根据试验要求,试验曲轴主轴颈直径为143mm,中心距230mm。考虑设备通用性,在主轴颈夹持部位采用夹紧轴瓦设计,以满足主轴颈直径范围125mm~155mm的曲轴试验。
摆体通过支撑弹簧卧置于底板之上,底板上开有U型槽,以满足不同中心距的曲轴疲劳试验。夹紧盖板螺栓选用该曲轴产品的主轴承螺栓M24×2×230mm,以确保曲轴与摆体之间为刚性连接。
2.2 加载能力设计
曲轴运行至上止点附近承受最高燃烧压力的作用力,此时曲轴的名义工作弯矩的计算式为:
式中,D为活塞直径;pz为最高燃烧压力;R为主轴颈支反力;G为曲柄臂中心距离;k1为支撑系数,本文中为全支撑取0.75,代入各参数计算出名义弯矩5 407.47N·m。各项系数计算方法如图2所示。
为了满足加速疲劳寿命试验的要求,一般曲轴疲劳试验时的强化系数为2~4倍的名义工作弯矩,因此要求台架在共振时对曲拐的加载弯矩需达到10 814~21 628N·m。依据以往设计经验,共振放大系数一般在5倍左右,此时阻尼对应力影响较小。不考虑系统阻尼时,依据力矩放大计算公式
估算出静力矩M,最大试验加载弯矩时的静力矩(激振弯矩)为4 325.6N·m,由式(1)来协调各项参数(m、r、L)。式(6)中,Me为目标加载弯矩值。试验台的加载中心距L应由整体结构而定,过小会使加载弯矩不足,过大又会减小摆体的刚度,综合考虑本次台架取值为900mm。
激振力由偏心轮提供,在满足式(7)的基础上确定偏心轮各项参数。
为了满足不同激振力要求,一般将质量设为定值,通过调整偏心距来调节离心力。根据各项参数协调,设定偏心轮的直径为120mm,高50mm,最大偏心量为30mm。
2.3 摆体参数设计
试验台架最主要的结构参数为两个摆体的参数设计,为了保证试验台能够工作在稳定的工作区域,则需对台架摆体的转动惯量及固有频率进行合理匹配。为了简化设计,设主动臂与从动臂的转动惯量相等,式(3)化为式(8)形式
要使得共振放大系数达到5左右,式(4)中的频率比约为0.95,即工作频率与固有频率之比为0.95,摆体参数需同时满足式(8)和频率比的要求。试验曲轴的柔度计算式为
式中,e为柔度;p1、p2、p3、p4为中间变量;G1为弹性模量;Lj为主轴颈长度;Lw为曲柄臂厚度;Dj为主轴颈直径;Lc为曲柄销长度;Dc为曲柄销直径;B为曲柄臂宽度;R为曲柄半径。
试验曲轴单拐刚度k为:
将各项曲轴参数代入式(14)计算得出曲轴单拐刚度为5.9×106N·m/rad,根据试验经验,试验频率一般29~35Hz之间,固有频率则为30~37Hz之间。以最小频率计算转动惯量J为:
摆体后端安装配重块以调节实际的惯量,来满足不同尺寸曲轴的疲劳试验。由转动惯量估算出摆体尺寸:宽280mm,厚200mm,后端长度约1 000mm。
2.4 有限元模态计算
在2.3节的参数设计方法采用了单拐的弯曲刚度估算,而实际的试验台架对整根曲轴试验,显然固有频率的估计会有一定的偏差。为了提高设计精度,利用有限元技术对台架设计参数进行修正。
根据以上的设计参数进行计算机辅助(computer aided engineering,CAE)建模,通过计算固有频率大小调整摆体长度,主轴颈至摆体后端长度1 020mm即可达到最小固有频率时的要求。网格模型如图3所示。
选用线性摄动分析步(abaqus linear perturbation)进行模态的计算[6,7],提取前30阶固有频率。试验台利用的模态为一阶平动,以此模拟曲轴受到对称弯矩作用。前两阶计算结果见表1。
通过模态计算验证,最小固有频率在30~37Hz之间,频率比满足要求,台架各项参数符合设计要求。
3 试验验证
本试验台为谐振式曲轴疲劳试验台,在按照以上参数设计制造后需要对其稳定性进行检验,验证各项参数是否满足试验要求。
根据曲轴弯矩疲劳试验台的试验方法,采用静标动测的方法对曲轴试验转速和弯矩进行标定。试验实际弯矩和由式(6)计算的理论弯矩见表2。
对表中数据进行分析可知,采用式(6)计算的理论加载弯矩和试验实际弯矩相对误差在20%左右。这是因为,采用式(6)计算弯矩并没有考虑实际阻尼对振动系统的影响,使理论预测的加载弯矩比实际偏大。台架在运行24h后,对各部件进行检查,发现主动臂、被动臂、夹持部分及支撑弹簧均工作正常,并未出现温度升高、转速不稳等异常情况。综合试验结果表明:该台架设计各项参数基本达到试验预期要求。
4 结论
(1)传统的设计方法采用了单拐弯曲刚度估算,对台架摆体设计整体把握不足,参数估算精度不高,但比较快捷;有限技术恰好可以弥补这方面的不足,整体性更强。两种设计方法均可满足工程应用,可视情况选择。
(2)谐振式曲轴弯曲疲劳试验台架经试验验证,曲轴循环寿命满足S-N线规律,试验弯矩和估算弯矩误差约20%,激振频率符合预计范围,各项参数满足试验使用要求,部件能够经受耐久考验,性能良好。
(3)系统阻尼对于系统的共振频率有一定影响,在台架调试阶段使用配重块来消除阻尼误差,工程应用可以忽略,理论研究时则需要加以考虑。
摘要：针对曲轴疲劳试验台架适用情况,分别采用单拐刚度估算法和有限元模态估算法,设计出适用于较大主轴颈和回转半径的曲轴疲劳试验台。经试验验证,新设计台架运行正常,满足各项试验使用需求。研究结果表明:传统单拐设计法对试验台参数估算较为快捷,但精度略显不足,台架后期调整耗时长;有限元估算整体性较强,减少台架后期调整时间,但设计阶段周期长;两种设计方法均能满足工程应用。
关键词：内燃机,曲轴试验,弯曲疲劳,模态,有限元,台架设计
参考文献
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曲轴试验 篇2
轴颈圆角是发动机运行时最容易成为裂纹起源的位置,出于提高曲轴疲劳强度的目的,必须对圆角进行强化处理。对批量1.6 L及以下的小排量发动机铸铁曲轴,由于曲轴有待强化的圆角(R角)更小,很多情况下甚至仅为1.2 mm,大大增加了进行淬火加热的难度。故面对小排量发动机球墨铸铁曲轴的圆角强化处理,“轴颈面淬火+圆角滚压”(图1)依然是当前国內外汽车制造业的主流工艺。
2 小型铸铁曲轴圆角感应淬火强化工艺的实践
2.1 感应淬火工艺在小排量发动机铸铁曲轴圆角强化的生产实践
为了使“轴颈表面和圆角一次性感应淬火”(图2)能够适应批量生产的要求,需要解决以下几个方面的问题:
a.配置高性能的专用感应淬火头等硬件,这是满足对很小的圆角进行有效强化的基础;
b.在试生产期间,及时且有针对性的调整并优化相应的工艺参数,以根据出现的问题,不断改进零件经强化处理的表面质量;
c.在进行试验过程中,曾多次发现形态不一的淬火裂纹,只有准确找出其发生根源,才能杜绝此类隐患的发生。
2.2 感应淬火试验时曲轴表面出现裂纹的原因追溯
2012年前、后的试生产期间,在运行了曲轴表面强化处理工序,再通过荧光磁粉探伤工位时,曾多次发现在零件表面出现形态不一的裂纹。
所出现的裂纹可分为两类,第1类是淬火裂纹,指在施行新的热处理强化工艺后,在圆角(图3a)及两侧止推面所出现的裂纹(图3b);第2类是出现在主轴颈和连杆轴颈工作面上有关部位的裂纹,如油孔旁边出现的细微裂纹等(图4)。由于加工对象中的绝大多数是球墨铸铁件,淬火后,在短时间内曲轴获得由过大能量转换成的热量,将会产生很大的内应力,因铸铁毛坯本身强度有限,故而有产生裂纹的趋势。采取了降低电压来减少施加能量的方法,再辅以淬火延时,以减小可能产生的微观裂纹。经反复调整、试验,确定了较合适的淬火电压。采取壳型铸造方式时,在模具没有完全冷却时直接进行浇铸,会导致疏松等缺陷的发生。通过对毛坯质量的改进,优化了淬火液的浓度及温度,改善了零件的制造质量,大大降低了裂纹等缺陷。
2.3 用于小型铸铁曲轴圆角强化处理的一次性感应淬火的工艺验证
曲轴强化处理工艺验证主要通过硬化层的性状(包括硬化层深度、硬度和金相组织)、在工件表层形成的残余应力场的状况2个方面的结果分析来进行评价。
采用传统方式生产的EA111自然吸气发动机曲轴系列发动机已不再生产,但鉴于安装有该发动机的上百万辆轿车依然正常行驶,为此,工厂里还保留了包括圆角滚压在内的一些关键设备,以定期生产EA111系列的曲轴备件。执行新强化工艺的曲轴产品中有20%左右的锻钢件,用于涡轮增压机型,其属性决定了经感应淬火强化处理后的效果将更加稳定。工艺验证以现今常用的对标方式进行,标样即为EA111的1.6L滚压曲轴和EA211的1.4L TSI曲轴。
3 经过感应淬火强化处理形成的硬化层性状测试
3.1 对试样表面形成的硬化层性状的全面测试
对采用感应淬火后形成的硬化层性状进行全面测试依据的标准,既有GB/T 9450-2005(钢件渗碳淬火硬化层深度测定和校核),也有企业推出的针对性更强的专业标准,验证测试参照的是大众标准PV1069-2013(感应淬火的球墨铸铁曲轴表面硬化层的相关试验)。图5给出了被测试曲轴的受检部位,覆盖了工件的所有区域,至于圆角,强调务必测出对应(主轴颈或连杆颈)的左右两处,见图6,其中2个箭头所指为PL2,即第2连杆轴颈进行检测时的相应圆角示意。
表1是5种曲轴经表面强化后硬化层的测试结果。从表1中可见,经过感应淬火强化处理后的球墨铸铁曲轴,硬化层深度要求控制在1.8~5.2 mm之间。硬化层深度定义与GB/T 9450-2005的表述一致,只是通用标准中边界值规定为450HV,而这里规定为325HV。打点时的间隔和逐点测试硬度时的负载均由企业自定。
图7是通过在硬化层深度范围逐点测试,而绘制出来的硬度梯度曲线,在曲线绘制完成后,就可以对硬化层深度合格与否做出判断,此处选圆角位置,为1.7 mm,与合格线下限很接近。另外,对应的金相组织评定也相当完善,除了需在报告中有如表1那样的说明外,均要求附有各个被检位置的金相图,参见图8。图8a是在做金相试验时尚未进行腐蚀时的状况,反映了试样在常态下的组织形态。中间和右图对应于在3%硝酸腐蚀下产生的金相组织显微图,分别为淬火区域和非淬火区域,均正常。
3.2 对测试结果的观察和分析
对表1中的测试结果观察、分析后可以看出,球墨铸铁曲轴在采用了感应淬火强化工艺后,其表面经过强化处理后的质量可以保证,而锻钢件圆角的硬化层深度大多接近允许值下限。球墨铸铁曲轴圆角在经过滚压强化处理后,硬化层深度很少达到1 mm,即抵御疲劳破坏所必须的残余压应力都集中在表层,从而降低了抵抗工作中疲劳载荷的稳定性。
图9为EA211和EA111两款1.6L发动机曲轴的对比。从图中可见,EA211曲轴通过改变结构来达到减轻重量的目的。轻量化结构的改变主要有3处,第1处为减少了用于平衡的扇形板数量,从8块减少为4块;第2处为增加了4处去重孔,第3处为主轴颈和连杆轴颈直径减小。而曲轴重量由原来EA111 1.6L的12 353 g减轻到EA211的8 858 g,重量降低率达到了30%[8]。在经过结构轻量化后,EA211的曲轴变得更加细长,刚性变差。
4 表层残余压应力的形成及其对提高零件疲劳强度的意义
4.1 影响汽车零件工作寿命和性能发挥的原因及改善的途径
曲轴承受弯、扭复合疲劳载荷,结构特点决定了其扭转强度远大于弯曲强度,对4缸机以下曲轴,主要以(平面)弯曲负载为主,6缸机及以上,才可能出现扭转大于弯曲的情况。实践表明,曲轴的主要失效形式为弯曲疲劳破坏[3]。而在发动机曲轴断裂失效中,80%由弯曲断裂引起,如前所述,对以4缸机为主的小排量发动机曲轴,其平面弯曲(图10)强度更低。
4.2 曲轴圆角残余应力测试
当曲轴受到如图10所示弯曲载荷作用时,将在工件上部轴线方向产生拉应力,而由于曲轴承受的是交变载荷,故上部由主轴颈与曲柄、即扇形板连接处的2处圆角,以及与之对应的图11中的连杆轴颈与左、右曲柄连接处圆角均为危险区域。因此,要确认圆角强化后产生的残余压应力是否足以抵御上述由弯曲造成的拉应力时,只需检测沿工件轴线方向的正应力即可。按国外标准(PV1005-2005)的规定,要在曲轴圆角完整地建立残余应力场,需要按辐射状在90°范围内,每隔15°进行一次由表及里的测试,采用电解腐蚀的“剥层”方式,除第一层为0.2 mm外,之后每0.5 mm再取一点。这项实际操作的要求很高,在圆角半径仅为1.2~1.5 mm、又是位于连杆轴颈内侧的情况下,即使利用如Proto型的先进检测仪器,并采取更灵活的侧倾法,也很难完成全部测试,见图12。因此,实际测试时,只选择在45°方向,且按不等距离方式来进行采样。
为看得更清晰,在图11中只绘制了2条曲线,反映了经滚压和感应淬火两种强化处理后的残余应力场状况。后面的实测数据表明,其他样本的几个起点和走势相似。表2给出了工件在这2个位置的实测值。
MPa
5 结束语
曲轴是发动机的关键件,因此,确保其有足够疲劳强度的强化工艺非常重要。为了简化生产流程、提高产品质量、降低制造成本,进行了一次性感应淬火工艺实践,通过对所形成的曲轴圆角表面硬化层的性状测试和表面残余应力分析,验证了这一新的强化工艺的效果和可行性。为众多同类企业提供了可以借鉴的成功案例。
参考文献
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曲轴试验 篇3
曲轴扭振是由作用在曲轴上的周期性变化的激励力矩引起的。作用在曲轴上的激励力矩主要包括:发动机气缸内燃气压力以及曲柄连杆机构的惯性力产生的切向力矩。轻微的扭振会影响柴油机的NVH (noise, vibration, harshness)性能;当轴系发生剧烈的扭转共振时,会使零件应力急剧增加,引起轴系疲劳性扭转断裂,造成不可挽回的后果。扭振已成为柴油机曲轴系统结构失效的重要因素之一[1,2]。开展柴油机曲轴系统的扭振研究,有着重要的工程意义。
柴油机曲轴系统是一个连续、复杂的质量系统。在进行扭振分析时,必须对系统进行必要的简化。目前主要模型有集中质量模型和分布质量模型。集中质量模型低阶精度差,高阶累积误差大;分布质量模型可以方便地计算任意截面的内扭矩,找出扭应力最大的危险截面的准确位置。同时分布质量模型还考虑了输入力矩非均匀分布的特性[3]。另外,柴油机曲轴系统扭振多为单结点或双结点振动,因此,采用分布质量模型能更加准确地反映轴系扭振特性。扭振模型解析方法有:Holzer法、传递矩阵法、系统矩阵法、有限元法、有限元与多体动力学结合的方法等。Holzer法计算精度差,目前很少使用;传递矩阵法由于误差积累,在高阶次频率的计算精度会降低;有限元法和有限元与多体动力学结合的方法需要曲轴三维系统实体图,建模过程较复杂;系统矩阵法作为一种理论解析法,尽管计算工作量相比其他方法大,但物理概念清楚、求解过程简单[4,5]。
本文使用的GT-SUITE软件包中GT-CRANK软件是基于分布质量模型的系统矩阵法,将曲轴视为柔体,并能综合考虑燃气压力、往复惯性力矩、主轴承动力润滑、悬置结构等。与GT-POWER构建的发动机性能仿真模型构成协同仿真模型,构建发动机激励对曲轴系统扭振影响的仿真分析手段。
1 V型柴油机相对振幅矢量和的推导
从能量的观点看,扭转响应的强弱主要取决于多缸柴油机激励力矩对轴系所做功的大小。对于直列式多缸柴油机而言,当各缸负荷不均衡,激励力矩做功一般表示为[5]:
undefined
式中,(Mv)i为各质量激励力矩振幅;Ai为各质量角位移振幅;εi为激励力矩与角位移的相位差;αi为各质量的相对振幅,ai=Ai/A1;A1为第一质量角位移振幅;z为气缸数;ε为各气缸v次激励力矩矢量和与振动角位移A1的相位差;ξ1,i为第i缸与第1缸的发火间隔角。
式(1)中当ε=π/2时发生共振,激励力矩做功最大。undefined为相对振幅矢量和,它是与各缸激励力矩、柴油机冲程数、发火间隔角、轴系振型相关的物理量。对于多列式柴油机而言,应根据各列气缸的发火顺序,按矢量相加的方法分别求得,然后根据各列合成矢量间的相位关系再进行矢量合成。
下面推导本文研究的V型6缸柴油机的相对振幅矢量和以及主强简谐。对于发火顺序相同的V型柴油机,根据以上的原则,相对振幅矢量和为:
undefined
式中,undefined为第一列气缸相对振幅矢量和;undefined为第二列气缸相对振幅矢量和;γ1,2为第一、二列气缸发火间隔角。
V6柴油机发火顺序为:A1-B3-A3-B2-A2-B1,发火间隔角为120 °CA。将第一列气缸的发火次序看作是A1-A3-A2,发火间隔角为240 °CA;同理,第二列气缸的发火次序看作是B1-B3-B2,发火间隔角也为240 °CA,两列气缸间的发火间隔角为120 °CA。因此两列气缸各谐次激励力矩的相位角相同,只是幅值不同。下面以第一列气缸为例进行激励力矩合成,各缸各谐次激励力矩相位角如表1所示,各谐次激励力矩相位图如图1所示。
根据该柴油机两列间的发火间隔角为120 °CA,得到第v谐次两排气缸相对振幅矢量和之间的相位角如表2所示。图2为各谐次两列气缸相对振幅矢量和的相位图。
根据图2两列气缸相对振幅矢量和,第1.5, 4.5,7.5,…是该柴油机的强简谐,第3,6,9,…谐次是主简谐。主强谐次是柴油机轴系扭振的危险谐次,特别是低谐次的主强简谐,是值得重点关注的。需要指出的是,以往意义上的相对振幅矢量和,只与柴油机曲轴的结构相关,是以各缸工作状态相同((Mv)i相同)为前提。实际上柴油机各缸工作状态并不一样,特别是在柴油机熄火、变排量情况下,各缸各谐次(Mv)i相差很大。这些工况下扭振特性的变化,归根结底是相对振幅矢量和的变化。
2 柴油机曲轴系统扭振协同仿真模型建立
使用GT-POWER软件建立某V6柴油机性能仿真模型,GT-CRANK建立曲轴系统模型,并在GT-SUITE环境下实现协同仿真。曲轴系统动力学模型将曲轴系统分为若干模块,包括气缸压力、活塞、连杆、曲拐、曲轴箱、机体和悬置。根据曲轴系统几何参数和材料属性,输入模型中即可建立曲轴系统模型,阻尼根据经验公式得到。
建立柴油机曲轴系统扭振协同仿真模型前,需要对柴油机与曲轴系统的协同关系进行分析。首先,柴油机缸内压力作用到活塞上,在GT-SUITE中将缸压直接传递到对应的活塞上。往复惯性力矩通过直接给定惯量或者根据曲柄半径和往复惯性质量计算得到。柴油机扭转减振器简化为刚度和阻尼的集中质量模型,惯量则平均分配到主被动端的连接部件上。
表3为V6柴油机主要技术参数。柴油机曲轴系统激励力矩包括内部激励和外部激励两部分。内部激励包括发动机燃气压力Mp、曲柄连杆机构往复惯性力矩Mj;外部激励包括路面动态载荷和部件间瞬态冲击载荷等,本文暂不作考虑。柴油机曲轴系统激励力矩可表示为:
undefined
式中,p为气缸燃气压力;R为曲柄半径;D为气缸直径;α为曲轴转角;β为连杆中心线与气缸中心线夹角;mj为往复惯性质量;ω为曲轴角速度;λ为曲柄连杆长度比。
GT-CRANK中建立动力传动装置协同仿真模型有两种方法:一种将GT-POWER计算得到的结果文件(.gdt)中的缸压曲线根据气缸号和转速等信息读入GT-CRANK的气体压力模块中;另一种是在GT-SUITE环境下传递缸压数据,实现协同仿真。两种方法计算结果是一致的,只是后者计算更加直观,修改参数更加方便。如研究各缸工作不均匀、变排量、不同发火顺序等扭振特性时,采用协同的方法更好。基于协同仿真建立的曲轴系统动力学协同仿真模型如图3所示。
3 柴油机曲轴系统动力学模型的试验校核
柴油机轴系动力学模型的校核包括自由振动和强迫振动的校核。自由振动通过试验数据校核系统各阶固有频率和结点位置;强迫振动校核不同转速下的各谐次角位移和临界转速,柴油机性能仿真模型通过试验测得的缸压曲线和燃烧放热率曲线等校核。柴油机曲轴动力学参数根据实际几何参数输入计算得到。考虑到平衡重等的影响,一般稍微修改分布质量的重心位置。阻尼系数一般根据经验公式计算获得,在校核模型中修改阻尼系数。
曲轴系统各分布质量的惯量和刚度根据厂家提供的当量系统参数进行校核,建立的柴油机曲轴当量系统模型如图4所示。主要通过对比两种模型各阶固有频率和结点位置,校核420 Hz(考虑到12谐次)以下的模态。计算结果如表4所示。
从表4可看出,两种柴油机曲轴系统动力学模型计算得到的前四阶固有频率基本一致,误差在5 %以内,结点位置基本相同。因此,校核了本文建立的柴油机曲轴系统各质量惯量和刚度的准确性。
强迫振动的试验校核,其目的是标定各质量的阻尼系数。图5为扭振试验台架布置简图。扭振测量原理是:设ω为自由端ti时刻的瞬时转速,undefined为飞轮端0～ti时间内飞轮端平均转速,则ti时刻自由端瞬时角位移为:
undefined
公式(4)实际上是将自由端扭转角位移与平均角位移分离出来。由于飞轮惯量较大,因此扭转角位移较小,将飞轮端平均转速视为整个曲轴系统的平均转速是合理的。同时由于盖斯林格联轴器刚度较小,阻尼较大,在建模过程中忽略了测功机惯量对系统的影响,带来的误差是有限的[6]。
缸压曲线和自由端角位移较大谐次试验值与仿真值对比如图6所示。从图6可看出,缸压曲线吻合较好,主要谐次临界转速基本相同,自由端综合角位移误差在8 %左右,仿真精度在可接受范围内。各转速角位移试验值比仿真值小,其原因是仿真模型忽略了曲柄间的内阻尼;此外,往复部件的变惯量问题,是影响计算精度的主要原因之一。
4 柴油机变排量扭振特性仿真研究
柴油机在低速低负荷时,部分气缸停止工作,对于提高燃油经济性有重大的意义。常见的变排量方案有断油和停气门两种。断油方案是停止向特定气缸供油来实现;停气门方案在断油的基础上,气缸进排气门停止工作。断油后气缸中工质为增压空气,缸压曲线关于压缩上止点对称;停气门后气缸可视为闭口系统,工质为缸内初始气体,一般压力较小,可视其为两个相对于上止点对称的绝热压缩和膨胀过程。因此,两种方案燃气压力不同,但相同转速下往复惯性力矩不变,从而叠加后的激励力矩幅值和相位发生变化,引起曲轴系统扭振性能的变化。
变排量前后柴油机输出功率保持不变,因此须增大工作缸的循环供油量。变排量前后,GT-POWER模型中进气温度和空燃比不变,这样校核后的柴油机仿真模型可用于变排量曲轴系统轴系扭振计算。
以V6柴油机30 %负荷为例,在校核模型的基础上开展柴油机变排量的轴系扭振特性研究。考虑到涡轮废气流量的连续性,采用A3、B1断油和停气门两种变排量方案。通过对比和分析变排量前后自由端角位移和共振频率,提出扭振性能较好的变排量方案。两种方案自由端角位移幅值和幅值-频率图如图7所示。
从图6、图7可看出,断油和停气门后柴油机轴系扭振角位移幅值大幅增加。正常工作时自由端角位移以3谐次滚振为主;断油和停气门后以1谐次滚振为主。变排量前后扭振都发生在1 200 r/min后,主要共振谐次相同,都为3.5、4.0、4.5、6.0,共振频率主要是125 Hz和191 Hz,分别与系统二阶和三阶固有频率一致。断油方案扭振角位移较停气门方案大,说明较好的变排量方案是断油方案。
断油、停气门前后各缸及列间激励力矩相位角不变,只是由于气体压力不同而使激励力矩幅值和初始相位发生改变,从而引起轴系扭振性能的变化。从图8正常发火和变排量的前6谐次相对振幅矢量和对比可以看出,本文推导的主强谐次相对振幅矢量和较大,这与理论是吻合的,间接验证了推导的主强谐次的正确性;断油和停气门后曲轴系统主强谐次激励力矩相对振幅矢量和大幅增加,停气门方案比断油方案大,验证了仿真结论的正确性。
值得注意的是,相对振幅矢量和能较好地反映轴系扭振的变化,而滚振则不能用其来衡量,如变排量后1谐次滚振不能解释,其原因是滚振频率比轴系单结点固有频率低,系统为刚体模态,因此式(1)中ε≈0,而扭振共振时ε=π/2。
5 结论
(1) 在GT-SUITE环境下建立的柴油机曲轴系统动力学协同仿真,能够较方便地研究柴油机各缸工作不均匀、变排量、不同发火顺序等情况下的曲轴扭振特性。
(2) 正常发火柴油机曲轴角位移以3谐次滚振为主,变排量后轴系角位移大幅增大,且以1谐次滚振为主。变排量前后主要扭振谐次同为3.5、4.0、4.5、6.0。停气门方案角位移较断油方案大。
(3) 推导的V型6缸柴油机相对振幅矢量和能较好反映变排量前后扭振能量的变化,但对于滚振则不适用。
摘要：对柴油机曲轴系统进行了扭振研究,在推导V型柴油机相对振幅矢量和的基础上,确定了V型6缸柴油机的主强简谐。采用GT-SUITE建立该V型6缸柴油机曲轴系统动力学协同仿真模型,并通过试验数据校核模型。对柴油机断油和停气门两种变排量方案进行了仿真研究。结果表明:变排量后轴系扭振角位移幅值显著增加,停气门方案较断油方案幅值大。
关键词：内燃机,柴油机,扭振性能,协同仿真,相对振幅矢量和
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曲轴试验 篇4
柴油机曲轴-主轴承系统在正常工况下承受着极大的机械载荷,此时若遭受水中兵器的爆炸冲击或地震冲击,很有可能造成柴油机主体部件的损坏或失效[1],严重威胁船舶、核电站等设施的安全。其中,油膜的冲击传递特性影响到柴油机运动部件的抗冲击性能,是柴油机抗冲击建模计算中的关键课题之一。
国内外广泛开展了各种轴承润滑的仿真计算和试验工作[2,3,4,5],较为典型的有流体动压滑动轴承油膜的刚度阻尼特性试验[6]、不同工况下内燃机曲轴轴承的润滑性能、计入曲轴变形的轴承摩擦学性能的动力学计算[7,8],以及TBD234柴油机曲轴的冲击试验[9]等,虽然取得了具有参考价值的结论,但还不能直接应用于柴油机抗冲击建模中。本文中基于商用软件,以单缸柴油机曲轴-轴承系统为研究对象,开展耦合油膜的系统动态冲击仿真和试验研究,为实现一种耦合油膜润滑的柴油机冲击响应建模方法提供现实手段。
1 曲轴-主轴承系统的冲击试验
通过冲击试验,测量曲轴主轴颈位移,研究轴承座或柴油机机脚受冲击时,滑动轴承油膜厚度和轴心轨迹的变化规律,用于验证仿真建模方法的正确性。
1.1 冲击试验的设计
冲击试验台由冲击台面、落锤、落锤操作机构及控制箱组成,如图1所示。曲轴-主轴承试验装置由电机、弹性联轴节、曲轴和主轴承座等组成。其中,曲轴由调速电机带动,通过变频器调整电机的输出转速,给出不同的曲轴转速,电机与曲轴采用弹性连接,用于隔离电机对曲轴的影响,如图2所示。试验装置刚性安装在冲击台面上,曲轴的润滑系统由电动滑油泵、滑油箱、滑油管路和主轴承下的油底壳等组成,能连续不断地提供压力滑油。
曲轴的轴心轨迹采用双向动态测量的方法,试验忽略轴偏心对传感器测量的影响,由两个KD9002型电涡流传感器呈90°夹角安装,如图2所示。测量原理如图3 所示。其中,Δδ、Δx、Δy分别为轴颈中心与轴承中心的垂向、x方向和y方向的位移量。
电涡流传感器L1、L2固定在轴承座上,曲轴相对于轴承转动时每只电涡流传感器与曲轴表面之间的间隙 ΔD会发生改变,引起电涡流传感器电感变化,电涡流传感器电感的变化量 ΔL计算如式(1)所示。
式中,k为电涡流传感器的感应常数。在曲轴旋转过程中,任意位置曲轴中心O2相对轴承座中心O1的偏心量如式(2)所示。
式中,ΔD1、ΔD2分别为y、x方向的轴承间隙;k1、k2分别为传感器1、2 的电感常数;ΔL1、ΔL2分别为传感器测得的电感变化量。由偏心量可得到曲轴的轴心轨迹。
试验采用杭州亿恒的AVANT数据采集与分析系统,数据采集设置预触发方式,如图4所示。
1.2 试验结果
试验中预触发时间设置为0.2s,两个传感器测得的轴承间隙量变化值如图5所示。0.2s处轴颈受冲击的位移被记录了下来。
经过滤波和最小二乘法拟合后,代入式(2)计算主轴颈偏心距,得到不同曲轴转角下的偏心距,如图6所示。通过试验可计算冲击作用下最小油膜厚度,评估油膜是否被破坏。
2 耦合油膜的柴油机运动机构冲击响应仿真建模
在冲击作用下,柴油机应视为一个内部机构运动且相互作用的弹性体,主轴承油膜是冲击传递的重要环节,建立耦合油膜的柴油机运动机构冲击响应模型可更精确地评估柴油机的抗冲击能力。
2.1 耦合油膜的多体动力学理论
在建模过程中,主轴颈与轴瓦之间可利用AVL-EXCITE软件中基于雷诺方程求解的弹性液动轴承模型EHD2连接。该模型与有限元方法相结合,采用子结构模型建立曲轴数值分析模型,同时考虑油膜的非线性特性,可求得各零部件的动力学响应及部件间的相互作用力。此时,需要建立三个坐标系来构建系统模型,即全局坐标系(X,Y,Z),用于描述各弹性体的全局运动,为静止坐标系;当地坐标系(X′,Y′,Z′),随个体一起运动,A表示系统中的单个构件;局部坐标系(X″,Y″,Z″)为子结构单元bi的坐标系。系统模型如图7所示。
子结构bi承受内、外力和力矩的作用,子结构运动服从动量定理和角动量定理。子结构的强迫振动方程为
式中,fik为已知力或力矩;fin为约束力或力矩;gi为坐标变换产生的非线性项;q为广义位移向量;M为质量矩阵;K为刚度矩阵;D为阻尼矩阵,可简化为质量矩阵和刚度矩阵线性组合,如式(4)所示。
式中,系数α和β为系统的结构阻尼和频率的函数。
个体全局运动用向量XA和角速度Ω 表示,向量XA满足动量方程式(5)。
式中,由不同坐标系下动量方程推导得到,其中H1为由个体角速度产生的坐标变换项,H2为由个体角加速度产生的坐标变换项;m为个体质量;fAk为作用在个体上的外载之和;fAn为作用在个体上的约束载荷之和;gA为坐标变换产生的非线性项。
角速度 Ω 满足角动量方程式(6)。
式中,E、F为常数矩阵,与系统参数相关;φ为角位移;P1为与角速度有关的坐标变化产生的非线性项;P2为与角加速度有关的坐标变化产生的非线性项;fNk为已知的外力矩;fNn为约束力矩。
式(3)~式(6)为一组非封闭方程,只有已知油膜传递的力和力矩,上述方程组才封闭。
油膜的作用是在弹性体之间传递力和力矩,油膜压力分布和力传递的求解采用Reynolds方程,如式(7)所示。
式中,h为润滑油膜厚度;p为油膜压力;n为流体动力角速度;η为润滑油黏度;φ为周向方向;z为宽度方向。
对于弹性体直接接触的区域,可定义接触表面粗糙度及接触区弹性模量。等效粗糙度如式(8)所示。
式中,σ1为曲轴表面粗糙度;σ2为轴瓦表面粗糙度。等效接触弹性模量如式(9)所示。
式中,ε1、ε2分别为曲轴和轴承材料的泊松比;E1、E2分别为曲轴和轴承材料的弹性模量。
通过上述数学模型,建立曲轴系统多体动力学数值分析模型。油膜的作用力和力矩作为弹性体的约束力和力矩,而弹性体的作用力及变形作为油膜流体动力分析的边界条件进行迭代求解,从而解决了油膜与弹性体之间的耦合关系。
2.2 耦合油膜的曲轴-主轴承动力学建模
以某单缸柴油机曲轴为研究对象,建立曲轴及主轴承座三维实体模型,划分了六面体网格。曲轴通过有限元软件ABAQUS6.7进行主轴颈的动/静缩减,将主轴颈和曲柄销上主自由度节点与其截面上1/2半径内的节点添加为kin-coupling耦合,完成后进行模态分析,确保添加耦合约束前后模型的主要模态信息一致,最后用ABAQUS缩减命令进行结构计算,获得模型的质量矩阵、刚度矩阵、几何和自由度文件。需要注意的是,在定义主自由度节点时:(1)为方便在EXCITE模型中使用,通常在定义主自由度节点时,对它们进行重新编号;(2)要求主自由度节点的坐标值为精确坐标值,否则要调整到精确坐标点上,精确到0.001mm;(3)无论用刚性约束还是短梁约束,都不允许把多个主节点刚性连接起来。
将这些文件导入EXCITE软件,主轴颈与轴承座轴瓦的连接单元选用面点对面点耦合径向滑动轴承(EHD2),定义相应的耦合关系,建立多体动力学模型。 模型中定义的结构参数有主轴颈直径70mm,长度40mm,轴瓦油槽宽度4mm,轴承间隙0.051mm,曲轴重量10kg,供油压力0.5MPa。在发动机结构分析软件EXCITE PU中建立轴承油膜分析模型,如图8所示。
2.3 仿真计算的冲击输入
水下爆炸冲击产生的冲击加速度是一种随机且不可重复的冲击输入,难以直接作为仿真的时域输入。本文中采用BV043 标准[10,11]中的冲击响应谱等效方法,将实测数据转化为双三角形加速度作为冲击加载,可得到与试验等效的冲击输入,便于进行仿真计算。具体转化过程如图9所示。
试验中,落锤重量保持60kg不变,将落锤冲击试验机的落锤高度分别调至0.5m、0.9m进行冲击试验,测得的加速度如图9(a)、图9(b)所示。加速度原始试验值滤波后,通过已有的冲击谱转化程序[10],将时域信号转化为标准冲击谱,如图9(c)、图9(d)所示。其中的曲线表示实际冲击谱,据此绘出包络直线,得到三折线谱,谱速度分别为0.30、0.37m/s。最后,由BV043标准[10,11]给出的计算公式,得出不同冲击下的双三角形冲击载荷,如图9(e)所示。通过试验获得落锤高度0.5m、0.9m的等效冲击加载的最大加速度值分别为240.2m/s2和301.3m/s2。
冲击加速度作用于图10(a)所示的单自由度系统,质量块的响应满足方程,如式(10)所示。
式中,m为质量;x为质量块的绝对位移;u为基础的冲击位移;c为阻尼系数;k为刚度系数。
若质量块的相对位移表示为:y(t)= x(t)-u(t),代入式(10)可得式(11)形式。
根据振动理论,基础输入为加速度的系统可以等效为基础固定而在质量块上施加激励力,此时求得相对位移,如图10(b)所示。本文中以曲轴主轴颈上的作用力为冲击输入,求出主轴颈的相对位移即为轴心位置的变化量,获得冲击对油膜的影响。
3 仿真结果的试验验证及分析
基于耦合油膜的曲轴-主轴承动力学模型,不同曲轴转速下,输入与实测冲击加速度等效的冲击载荷,计算得到了冲击对滑动轴承油膜的影响结果,现利用冲击试验结果验证模型的正确性。
3.1 冲击仿真结果及分析
在曲柄转角70°相位时,分别输入与试验中落锤高度为0.5m、0.9m的等效冲击载荷,计算了550、900、1 500r/min下曲轴空载时模型的冲击响应及主轴颈偏心距结果,如图11所示。
冲击对主轴颈偏心距有较明显的影响,具体数值见表1。对比分析最大主轴颈偏心距可知:(1)冲击作用使得油膜厚度突然减小,但在轴颈旋转情况下,运动轨迹将较快得以恢复,转速越高,恢复能力越强。(2)无冲击条件下,曲轴的偏心距随着转速的增加而增大;有冲击条件下,转速越高,油膜压力增加,冲击对曲轴偏心距的影响越小。(3)转速一定时,冲击强度越大,曲轴的偏心距也越大。(4)对比无冲击作用下轴颈偏心距可知,在本试验的各冲击工况下,偏心距增大5μm,因此,各冲击载荷作用均未破坏油膜。
3.2 仿真方法的试验验证
将试验和仿真结果进行对比,如图12~图14所示。冲击作用造成了轴心的冲击偏移,仿真得出的轴心运动响应规律与试验的情况相似。
实测和仿真的曲轴主轴颈最大偏心距(表1)比较结果表明:两者之间的误差小于8%,说明本文中给出的仿真方法可用于工程应用。
显然,冲击作用将使油膜厚度减小,轴承载荷变化幅度较大,油膜压力变化剧烈,容易造成合金疲劳脱落。由于曲轴轴瓦还承受着惯性力和离心力作用,这种脉冲载荷可能会使轴颈-轴瓦运动副出现瞬时的不稳定液体润滑,出现边界摩擦,引起轴颈、轴瓦的异常磨损。同时,轴承轨迹的突变,易于在局部区域出现瞬时的真空而形成气泡,产生轴瓦穴蚀。
3.3 应用实例
基于已建立的曲轴-主轴承冲击模型,在曲轴转速550r/min、落锤高度0.9m冲击作用下,计算不同冲击相位下轴颈偏心距的情况,如图15所示。
比较主轴颈最大偏心距计算结果,冲击相位不同时,油膜厚度差值可达到1μm,见表2。通过仿真方法可找出油膜受冲击的薄弱相位。
4 结论
(1)耦合油膜的冲击动力学计算结果与试验结果之间的误差小于8%。基于AVL和ABAQUS软件的联合仿真,实现了考虑油膜连接的多体冲击动力学仿真。
(2)不同转速下冲击的作用效果不同,转速越高,油膜厚度越小,油膜的冲击刚度越大,冲击对轴心轨迹的影响越小。
摘要：为了获得一种耦合油膜的柴油机冲击响应建模方法,开展了落锤高度0.5m和0.9m,曲轴转速分别为550、900和1 500r/min的冲击试验,测得了曲轴主轴颈的运动轨迹。采用冲击响应谱的方法,将实测的基础加速度转化为双三角形加速度,以此作为仿真计算的冲击输入。基于AVL-EXCITE和ABAQUS软件,建立了耦合油膜的柴油机曲轴-主轴承系统冲击动力学模型,并计算了上述试验条件下系统的冲击响应,仿真与试验值的误差小于8%,验证了模型的准确性。仿真和试验结果表明:曲轴转速越高,冲击作用对油膜厚度的影响越小,最大主轴颈偏心距在14~30μm之间,说明落锤高度0.9m产生的冲击也未造成油膜破坏。利用冲击动力学模型计算发现,冲击相位不同时,最小油膜厚度可相差1μm。
关键词：内燃机,柴油机,抗冲击,油膜,滑动轴承
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