柴油机曲轴（共7篇）
柴油机曲轴 篇1
0前言
提升柴油机强化指标是当今柴油机发展的主要方向之一,随着柴油机平均有效压力和活塞平均速度的提升,机械负荷和热负荷也会进一步提高,因此对其主要关键件进行优化设计和强度计算是必不可少的。本课题单缸机的总体研制方案是以某单缸机为基础,保持气缸直径不变,将行程由290 mm加长至330 mm,使其单缸样机功率由324 k W提高到405 kW ,强化指标由21提升到28。我们针对该单缸机曲轴及其所属零件平衡重、飞轮等运动件进行优化设计,并对优化后的曲轴强度和系统回转不均匀度进行计算校核,以确保单缸机在强化指标提升后的运行可靠性和回转稳定性。
1 曲轴优化设计
曲轴是柴油机的重要件之一,在工作中承受周期性交变的压应力、弯曲应力、扭转应力及回转质量离心力的作用,因此要求具有足够的强度、刚度、冲击韧性和耐磨性,以及具有良好的平衡性能和工艺性。
1.1 曲轴结构设计
考虑到本课题单缸机性能指标相对原单缸机有所提高,同时考虑到曲柄销恶劣的工作条件,本次试验样机的曲柄销直径需在原来的基础上增加,以提高曲轴刚度。但曲柄销直径增大将引起不平衡旋转离心力的增加,而且会使摩擦功增加。故为保持较佳的轴承宽径比,曲柄销直径不宜取得太大。本次试验样机的曲柄销直径在原来的基础上增加了20 mm。由于主轴颈工作条件比曲柄销好(主要表现在润滑条件),受力情况比曲柄销低,故无论从强度、刚度及轴承性能来说,主轴颈直径取与曲柄销直径相同就足够了。同时考虑到本次研制是在原单缸机的基础上进行,拟利用原单缸机的机体,为保证主轴瓦与连杆瓦的通用性,试验样机的主轴颈的直径取与曲柄销直径相同。由于活塞行程增加40 mm,所以本课题单缸机曲柄半径相对原单缸机增加了20 mm。
从强度观点看,曲柄臂是整体式曲轴的最薄弱的环节。因此,对曲臂的尺寸和形状进行了优化设计,增大了曲臂的宽度和过渡圆弧值。曲轴上应力集中最严重之处是在曲臂与曲柄销及主轴颈相邻接的过渡圆角处,为了增大圆角半径而又不减少轴径的有效长度,采用使圆角向曲柄臂内凹入的办法,见图1。
曲臂的下端,根据平衡重设计公式mBW RBW =mrR/2 (其中mBW为平衡重质量,RBW为平衡重回转半径,m r 为回转运动总质量,R为曲拐回转半径)计算的结果,设计配置了一对质量相同的平衡重,见图2,用以平衡由曲拐不平衡部分及连杆大端回转质量所引起的离心惯性力,同时减轻了主轴承和机体的机械负荷。
1.2 曲轴材料及工艺
试验机曲轴材料选用34CrN i M o6,与原单缸机曲轴材料选用的42CrM oA材料相比,由于Ni的存在,它与Cr, Mo结合时可以进一步提高钢的强度、韧性、耐热、耐蚀和更好的淬透性。为了防止出现热脆和冷脆现象,试验机选用的34CrN i M o6对S,P含量要求更高(两者均≤0.015)。曲轴采用全纤维锻造,全纤维锻造的曲轴材料具有晶粒完全沿着曲轴的外形方向流动,原始钢锭的中心处于应力很低的曲轴中心部位等优点。同时疲劳试验结果也表明,全纤维锻造曲轴的弯曲疲劳强度高于其它任何锻造方法。调质后曲轴的外表面全部精加工,并采用表面氮化和抛光处理,以提高表面硬度和提高曲轴的疲劳强度,优化设计后的曲轴见图3。
2 曲轴强度计算
2.1 飞轮优化设计
本课题单缸机飞轮是在原单缸机飞轮的基础上改制的,飞轮补充加工后与齿圈相装配,以满足单缸机起动方式采用起动马达起动的要求,具体结构见图4。同时飞轮设计还应满足柴油机回转不均匀度的要求,回转不均匀度表征了柴油机回转的稳定程度。根据本课题单缸机使用场合,查内燃机设计手册可知回转不均匀度的要求范围为0.01~0.02,单缸机的回转不均匀度要达到此技术要求,则单缸机应具有适当的当量转动惯量。在曲柄-连杆机构的回转件的转动惯量和机构的往复件的当量转动惯量均已确定的情况下,可以通过设计调整飞轮的转动惯量来满足回转不均匀度的要求。考虑到曲轴实际上是一个弹性系统,它在不均匀扭矩的周期性作用下,会引起扭转振动。而内燃机的回转不均匀度及飞轮转动惯量与扭转振动有着直接的关系,因此,将内燃机的回转不均匀度及飞轮转动惯量的计算与曲轴扭振计算、曲轴强度校核放在一起,通过AVL EXCITE DESIGNER软件进行分析计算。
2.2 回转不均匀度及曲轴强度计算校核
首先应用三维设计软件得到曲轴轴系各相关零部件的质量、惯量、刚度等动力结构参数,其中曲轴的扭转刚度和圆角应力集中系数等可通过FEA有限元结构分析进行计算求出,曲拐的扭转应力和弯曲应力见图5、图6。
随后将上述参数以及通过AVL BOOST软件进行缸内工作过程的仿真计算得到的缸内压力曲线输入AVL EXCITE DESIGNER软件中进行仿真计算,其回转不均匀度和曲轴强度计算结果见图7、图8、图9。
由计算结果可知,单缸机的回转不均匀度为0.015,满足内燃机设计的要求范围0.01~ 0.02;而曲轴的主轴颈圆角安全系数为1.69,曲柄销圆角安全系数为1.65。根据《船舶内燃机设计》中安全系数 [Q] ≥1.15的许用判据,这两者均满足安全系数[Q] 的要求,故单缸机曲轴的设计是合理的。
3 结束语
目前,单缸样机已在试验台架上完成了性能验证试验和耐久考核试验,达到了预期的研制目标。优化设计后的曲轴工作状态良好,未出现异常故障,能够满足强化指标提高后的运行可靠性要求,匹配设计的平衡重能够消除由离心惯性力引起的振动。通过对飞轮转动惯量的调整,使单缸机的回转不均匀度达到了规定的要求,保证了单缸机的平稳正常运行。
摘要：在一台单缸柴油试验机的曲轴优化设计过程中,对曲轴的设计要点进行了阐述,并通过软件,AVL Excite Designer对单缸机的回转不均匀度和曲轴强度进行了计算校核。
关键词：柴油机,曲轴,优化设计,仿真计算
柴油机曲轴的实用检修技术 篇2
1 对于故障曲轴的清理及检查方法与步骤如下
1) 测量曲轴的摆动差。主轴的摆动差是曲轴在瓦内旋转时的摆动数值之差。把磁性千分表架放在曲轴主轴承座的平面上, 触针顶在主轴颈上方位置, 盘车使曲柄销停在某一位置时, 调节千分表, 使指针指在零。然后盘车, 每转记下千分表读数, 要求主轴摆动差在0.05mm以内。
2) 测量曲轴的主轴颈水平。用高精密度水平仪测量。曲轴旋转, 每转测量一次, 每次测轴颈两端的两个点。为防止水平仪有误差, 测量时必须把水平仪转, 反复测两次, 取它的平均值。
至于飞轮重量的影响, 它会使曲轴产生微小的弯曲, 而且主轴颈的锥度也会产生影响, 在测量时要予以考虑。
3) 测量曲轴在轴承座孔内的位置。用内径千分尺在主轴中心的水平位置测量主轴与两侧轴承座孔的三条筋的距离。每一对数值应该相等。测量的目的, 一方面是在修换底瓦时做参考, 另一方面是检查曲轴有无歪斜情况。
4) 检查测量主轴颈和曲柄销表面粗糙度、圆度和圆柱度。圆度和圆柱度公差都要求小于0.05mm, 表面粗糙度不能满足要求的, 应该用油石磨光。
主轴颈与曲柄销必须进行超声波探伤, 检查有无缺陷, 以及缺陷发展情况, 尤其是在主轴颈与拐臂连接的根部。当主轴颈与曲柄销的圆度、圆柱度公差大于或接近表规定的最大值时应进行修圆。
2 曲轴的修理方法与步骤
1) 曲轴颈部。“咬毛”、轻微疤痕的修复。主轴颈和曲柄销一般就地修复。用00号砂布或金相砂纸在销颈上绕一周, 拉住砂布两端做往复运动。有时把宽度与轴颈长度相等的砂布用皮带或绳包住绕在轴颈上, 拉动皮带或麻绳频频旋转, 直至疤痕、疵痕等消除后, 再用布面按同样的方法拉动, 可改善表面粗糙度。有沟纹的地方用油石修光。
2) 磨损曲轴的修复。a.曲柄销与主轴颈磨损后的圆度或圆柱度公差值不大于有关规定的最大公差时, 可用油石、手锉或抛光用的木夹具中间夹细砂布进行研磨修正。b.如圆或圆柱度公差大于表中规定的最大公差时, 用车床或磨床等机床光磨成统一尺寸。在车削或光磨轴颈时, 必须严格保持圆角半径。c.光磨后, 可在木夹具内衬以00号砂布或细磨膏把轴颈进一步抛光。d.圆角上的擦伤用手工修整或机械加工方法消除。e.凹陷的圆角或轴肩最好用焊补的方法进行修复。
3) 手工修复。手工修复时, 必须先做胎具锉研。步骤是:a.将轴颈圆柱分成8等份, 沿轴颈长度分三处。b.按等份及各截面测量轴颈尺寸。c.按测得的十几个直径数值, 计算应锉削量。d.在最外端的截面锉出标准直径, 再沿整个轴颈进行。修理时用千分尺、平尺校对, 直至合格为止。e.锉研自制胎具由铸铁材料制成, 取其1/3圆弧 (此内径尺寸比修理的轴颈尺寸要精确) 进行修复。f.轴颈磨损较大或已经几次修磨、轴颈尺寸已达到极限值时, 可采用电喷镀, 使轴颈表面形成金属喷镀层。为使金属喷镀层厚薄均匀, 喷镀前应将轴颈按其圆柱度公差精车, 喷镀层的半径厚度在0.5~1.2mm的范围为宜, 过厚或过薄易引起脱层或强度不够。喷镀后的轴颈须经机械加工恢复到原来尺寸。车削、研磨后的轴颈减小量应不大于原来轴颈的5%。
4) 曲轴裂纹的修理。轴颈上有轻微的轴向裂纹时, 如修磨后能消除, 则可继续使用。径向裂纹一般不加修理, 因为在使用过程中受应力作用裂纹会逐渐扩大, 甚至发生严重的折断事故。
5) 曲轴弯曲和扭转变形的校正。a.弯曲变形较大的曲轴, 可采用热压校正法。把曲轴放在V形铁上, 先用氧乙炔或喷灯对弯曲的凸面进行局部加热, 温度控制在500~550℃之间, 即呈暗红色。然后对弯曲凸面施加机械压力。在加压过程中, 继续对曲轴弯曲部位进行缓慢加热, 加温应均匀。用热压法校正曲轴的弯曲, 一般需要重复多次, 直至稍有相反方向的弯曲为止。b.曲轴的弯曲和扭转变形较小时, 用车削和研磨方法消除。车削和研磨后的轴颈减少量应不大于原来轴颈的5%, 同时还必须相应地更换轴瓦。对较大的弯曲变形, 校直时的反向压弯量以不大于原弯曲量的1~1.5倍为宜, 还应使校直后的曲轴具有微量的反向弯曲。校直时应根据变形的方向和程度, 用小锤或其他风动工具沿曲轴进行“冷作”, 以消除集中的塑性变形。c.曲轴的弯曲和扭转变形可借助于千分表来发现。将千分表安置在轴颈上, 而轴颈分成4等份或更多的等份, 缓慢地转动曲轴, 分别测量出读数, 做好记录。
6) 擦伤或刮痕的修理。曲轴轴颈出现深达0.1m m的擦伤或刮痕, 若用研磨的方法不能消除时, 则必须予以车削和光磨。
7) 曲轴现场更换。在个别情况下, 如在制造和安装方面有特殊要求时, 也可把曲轴分成若干部分分别制造, 然后用热压法、法兰、键销等永久或可拆的连接方式组装成一体。
3 结论
通过上述方法对曲轴的检测与修理, 针对曲轴的基本故障都能正确排除。这样就能提高故障维修的针对性、规范性和工作效率, 有效防止故障的恶化。
参考文献
[1]韩存仓.拖拉机曲轴断裂分析[J].金属热处理, 2010.
[2]刘士旭.柴油机曲轴的修复[J].内燃机车, 2003.
柴油机曲轴非正常损坏的分析 篇3
曲轴的止推面与曲轴推力轴承相配合工作,目的是限制曲轴的轴向移动,使用维修不当会使曲轴的推力轴承早期磨损、脱落,造成曲轴止推面与推力轴承的钢背甚至缸体的主轴承座相摩擦而损坏曲轴。
一台厦工ZL50C-Ⅱ型装载机,配用D6114ZG3Ab型柴油机。该机使用3年后,经常出现风扇胶带损坏现象,换上一根新胶带,少则3天,多则7天,该故障持续了一个多月。在近期更换风扇胶带时,发现曲轴胶带轮朝向风扇的一端有窜动,从侧面看风扇胶带向外倾斜。由此判定曲轴止推轴承或曲轴止推面出现故障。
将柴油机解体检修,发现在油底壳中有一些减摩合金碎末和一片止推轴承钢背。拆下活塞连杆、主轴承瓦盖及曲轴,发现曲轴Ⅳ道主轴承止推片已脱落,曲轴沿轴向窜动并与缸体上的主轴承座相互摩擦,相对应的曲轴止推面被磨出多道环状沟槽,有的环槽深度已超过曲轴止推面凸起厚度,导致曲轴报废。
更换新曲轴及轴瓦装机,试机良好。可是柴油机使用10多天后,风扇胶带损坏的故障又重新出现。于是又拆检柴油机,油底壳中又出现了减摩合金碎末。止推轴承及新曲轴对应的止推面均出现较严重磨损,轴承止推面的合金层也全部脱落,曲轴止推面的凸出部分几乎全部磨掉,止推面根基表面有多道环状拉痕。经过仔细查找,发现飞轮与缸体相对的内侧面有接触摩擦痕迹,由此判断故障与涡轮变矩器有关。
随后又拆检变矩器,发现导轮座上的轴用挡圈松脱,导致工作中导轮沿轴向窜动;同时还发现泵轮的轴承也部分脱出,松脱的泵轮推动Ⅰ、Ⅱ级涡轮及壳、罩轮、联轴节、弹性板压向飞轮,最终导致曲轴向风扇端移动。
开始认为轴用挡圈脱出的原因,可能是导轮座上的环槽或挡圈尺寸和形位公差有问题,或者是挡圈材质不良。经过仔细检查,发现挡圈的型号不对。错误地将与新换导轮座相配合的D80挡圈换成了D75挡圈。
小挡圈、大轴颈不仅使挡圈与环槽轴颈贴合不良,也使具有弹性的挡圈产生了过多的内应力,导致挡圈本身更加不稳定。在复杂外力的长期作用下,挡圈脱出环槽,使导轮失去轴向定位功能,在油液的冲击下,沿轴向通过涡轮、弹性板等推动曲轴沿轴向窜动,引起曲轴止推面不断与止推轴承产生较强烈的摩擦。最后导致曲轴止推面、止推轴承过度磨损,曲轴轴向窜动外在表现就是风扇胶带轮窜动和胶带不正常磨损。
2. 焊接工艺不当导致曲轴断裂
综合考虑这次曲轴损伤的部位及程度,决定采用电焊修复。把曲轴架在Ⅴ型铁上,使用氩弧焊机、直径为2 mm的CrMo焊条,对损坏的曲轴止推面堆焊。焊后因为焊面太硬未进行车削,用百分表检查焊后最大弯曲摆差量约为0.90 mm。装机后试机未发现异常,于是出厂工作。
十几个工作日后,该机在工作中柴油机下部突发异响,且振抖严重,油门踏板也抖动不停,于是停机,打开汽缸盖及油底壳查找故障。发现各缸燃烧情况良好,Ⅳ缸活塞顶部有气门碰击的痕迹并有一根气门推杆弯曲。同时发现Ⅳ缸连杆轴承朝向Ⅲ缸的一侧边缘有拉伤痕迹,Ⅴ、Ⅱ缸连杆后半部分曲轴沿轴向有窜动。撬动后确认曲轴从第四主轴颈处断裂。
取出两截断裂曲轴查看,断裂是从第四主轴颈根处、曲柄上止推面堆焊的一面向Ⅳ缸连杆轴颈方向,位置几乎在平衡重的正对面。分析认为,裂纹最先产生在第四主轴颈侧面和曲柄止推面上的堆焊处,并由细小裂纹逐渐扩展到连杆轴颈。Ⅳ缸连杆轴颈折断后,活塞连杆在汽缸轴线方向上的位移有所增加,使气门运动与活塞发生干涉,造成气门与活塞顶碰击。
柴油机曲轴 篇4
1. 曲轴的轴向间隙检查
柴油机在使用中由于各种原因 (如换挡时踩动离合器踏板、上下坡等) 会使曲轴前后窜动, 所以曲轴应有一定的轴向间隙, 但不能太大, 否则, 柴油机起步时, 离合器会发抖;但间隙也不能过小, 否则使曲轴转动不灵活, 并发热膨胀而卡死。同时, 在使用中止推垫圈表面的轴承合金也会逐渐磨损, 使间隙变大, 因此, 在主轴承装配后, 应对曲轴轴向间隙进行检查。如S195柴油机曲轴轴向间隙是由主轴承盖垫片来调整, 规定值为0.15~0.25 mm。曲轴轴向间隙的检查应首先了解轴向限位装置的结构, 柴油机曲轴都有止推片, 或翻边轴承用于承受曲轴的轴向窜动。曲轴轴向间隙的测量检查常用以下方法:
用千分表触杆顶在曲轴平衡铁上, 再用撬棒将曲轴前后撬动, 观察表针摆动数值。如轴向间隙过大或过小时, 应更换或修刮止推垫圈进行调整。
2. 曲轴轴颈与轴瓦配合间隙的检查
曲轴主轴颈与主轴瓦、连杆轴颈与连杆轴瓦之间都应有一定的径向间隙, 使曲轴在转动时, 机油能在摩擦表面形成油膜, 从而保证轴颈与轴瓦有良好的润滑。间隙过大或过小, 都将造成摩擦表面的润滑不良, 势必加速轴颈与轴瓦的磨损, 甚至使轴瓦表面的合金熔化, 造成烧瓦事故。如485G柴油机主轴颈与主轴瓦新机装配间隙为0.070~0.139 mm, 磨损极限间隙为0.25 mm。195柴油机主轴颈与主轴瓦新机装配间隙为0.07~0.11 mm, 磨损极限间隙为0.25 mm;485G柴油机连杆颈与连杆瓦新机装配间隙为0.040~0.089 mm, 磨损极限间隙为0.20 mm。195柴油机连杆颈与连杆瓦新机装配间隙为0.060~0.105 mm, 磨损极限间隙为0.25 mm。295柴油机连杆颈与连杆瓦新机装配间隙为0.050~0.118 mm, 磨损极限间隙为0.25 mm。测量检查轴颈与轴瓦的间隙常用以下两种方法:
(1) 用外径千分尺测量出轴颈直径, 用内径千分尺在垂直轴瓦剖面的方向测量出轴瓦的内径, 然后再计算出它们之间的配合间隙。在测量轴瓦孔径时, 必须按规定力矩拧紧连杆螺栓和主轴承螺栓。
(2) 可用一小段保险丝放在轴颈与轴瓦之间, 装上主轴承盖或连杆盖, 按规定力矩拧紧螺栓, 然后拆下主轴承盖或连杆盖, 取出压扁的保险丝, 测量其厚度, 即为轴颈与轴瓦的间隙。
3. 轴瓦的安装要点
先检查瓦片的弹性。当瓦片压入瓦盖后, 瓦片与瓦盖要有一定的紧度。若瓦片能从瓦盖上自由掉下来, 则瓦片不能继续使用;瓦片压入瓦盖后, 应稍高于瓦盖平面, 一般为0.05~0.10 mm。安装主轴瓦和连杆轴瓦时, 必须保证按原来的安装位置装回, 不得错装。瓦片和瓦座之间必须清洁和紧密贴合, 并应保证轴瓦和轴颈之间的规定配合间隙。装配轴瓦时必须注意轴瓦的高度。高度过大时可锉修或用砂纸打磨;高度过小时应重新配瓦或修复座孔。注意:严禁在瓦背加垫垫高轴瓦, 以免影响散热和造成轴瓦松动、损坏。主轴承盖和连杆轴承应该按配对号和顺序号装配, 并按规定扭矩均匀地拧紧螺母和螺栓, 用锁片和新的合格铁丝锁紧。铁丝的拉紧方向必须与螺栓拧紧的方向一致, 并按“8”字形交叉拧紧。连杆轴瓦上制有定位唇, 安装时两个定位唇分别嵌入连杆大头和连杆盖上的相应凹槽内, 防止轴瓦在工作中产生转动和轴向移动。
4. 安装曲轴的程序和注意事项
(1) 曲轴与气缸体在装配前必须彻底清洗, 各油道应看不到油污存在。
(2) 将已清洗干净的气缸体倒置在工作台上。
(3) 把轴承按原来的位置安置在轴承座上, 衬瓦上油孔应和座上的油孔对准, 其偏差不得超过0.5 mm。涂些润滑油, 将曲轴置于气缸体轴承座孔内, 把轴承盖按原来的位置安装在气缸体上, 并按规定力矩拧紧螺栓。轴承全部装复后, 用手扳动曲臂, 曲轴应能转动。各道轴承间隙应符合规定。复查曲轴轴向间隙应符合规定。曲轴前端采用整体油封, 应将油封装于发动机前端的正时齿轮内。
柴油机曲轴模态的三维有限元分析 篇5
柴油机曲轴部件系统在周期性变化的动载荷下有可能在发动机高速旋转时发生强烈共振,动应力急剧增大,致使曲轴过早地出现疲劳破坏。普通的静力设计和经验设计方法由于与实际偏离太大,已不能满足要求。因此,动态设计和计算机模拟就显得相当重要。
模态分析技术是现代机械结构动态设计和分析的基础,是近年来迅速发展起来的分析结构系统动态特性的强有力工具[1]。模态分析分为计算模态分析和试验模态分析。计算模态分析从机械、结构的几何特性与材料特性等原始参数出发,采用有限元方法得到系统的离散数学模型,即质量矩阵和刚度矩阵,然后通过求解特征值问题,确定系统的模态参数。其突出优点是可以在设计前期根据设计图纸来预测产品的动态性能,分析振动、噪声的强度及其他动态响应,并可在图纸设计阶段,通过改变结构形状,以消除或抑制这些不良响应。
1 曲轴模态分析的有限元模型
X 2105C—1型柴油机是两缸船用发电机组柴油机,其基本参数见表1。
考虑到X 2105C—1型柴油机的曲轴是一异形长轴零件,具有轴线不连续、长径比大、结构复杂等特点,进行有限元模态分析时,为了保证计算结果能真实的反映曲轴的模态特性,首先利用ANSYS的APDL语言建立整根曲轴的三维实体几何模型;在对三维实体进行网格划分时,通过指定单元尺寸或在某些部位(如轴颈圆角及凸台处)设定线的分段数来进行局部细分,以控制不良单元的产生。整根曲轴有限元模型共包括22 439个节点,101 240个8节点6面体SOLID 45单元(图1)。
2 模态结果分析
为了研究曲轴在发动机运转时是否会发生共振的问题,需要计算曲轴的固有频率。在试验测试时,通常采用弹性绳将曲轴悬挂起来,使其处于自由状态;在有限元分析时,为模拟该自由状态,不附加任何约束与力来计算曲轴的自由模态。一般来说,引起发动机共振的,主要是较低的阶次频率。因此,在利用ANSYS求解,以及扩展模态时,只需扩展并提取曲轴的前20阶谐次。三维结构在无约束边界条件下的模态分析,计算出来的前6阶模态接近于0,是所谓的刚体模态。因此,真正有意义的模态应该是从第七阶开始的模态。利用ANSYS中的BlockLanczos法计算了曲轴的20阶谐次并提取了曲轴的前七阶非零模态表2给出了曲轴前七阶非零模态的频率,图2至图8为前七阶非零模态的振型图。
由表2、图2至图8可以看到,在曲轴的前七阶非零谐次中,其最低频率为637.08 Hz。随着谐次的增大,其频率值也相应增加。考虑到该发动机的转速范围为600 ～1 500 r/min,其基频在1 000 Hz以内,曲轴在按固有频率振动时,主轴颈、连杆轴颈的变形很小。因此,发生共振的可能性主要在前三阶非零模态。通过模态分析,可以准确地确定振型节点的位置,并能快速地分析曲轴尺寸、平衡块大小与布置、飞轮、曲轴材料等因素对轴系动态特性的影响,这对产品改进和产品开发选择较优的轴系参数是很有帮助的。
与参数接近的发动机的曲轴所进行的模态试验结果进行比较[2],可以看出X2105C—1型柴油机曲轴的有限元模态计算结果与它们相近,各阶振型也大致接近。因此曲轴的模态计算较为真实地反映了曲轴的固有特性,所建立的有限元模型正确,为动态响应分析和结构动力修改提供了进一步分析的动力学模型。
3 结 论
在不考虑约束的情况下,对X2105C—1型柴油机曲轴在自由模态下的固有频率特性进行了有限元分析,所计算的模态包含了扭转振动、弯曲振动和纵向振动。主要结论如下 :
(1)该曲轴的模态密集,而且各谐次的频率范围宽,从637.08～1 889.8 Hz都存在着不同振型的振动,对于发动机工作过程中所产生的宽带激励来说,仍然可能引起曲轴的共振。但主要是防止前三阶非零模态;
(2)曲轴的模态频率能够用来预测发动机各部件之间的动态干扰的可能性,通过合理的结构设计可以避开共振频率;
(3)模态计算较为真实地反映了X2105C—1型柴油机曲轴的固有特性,所建立的有限元模型正确,可为动态响应分析和结构动力修改提供了进一步分析的动力学模型。
参考文献
[1]张德文.从约束试验数据提取自由结构模态参数.强度与环境,2005;32(1):10—15
[2]韩松涛,郝志勇.6102B型柴油机曲轴三维有限元模态分析与试验研究.农业机械学报,2001;32(4):74—77
柴油机曲轴 篇6
曲轴是柴油机的主要运动部件之一,其结构形状复杂,几何断面形状特殊,容易造成应力集中现象。特别是在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。同时,曲轴的受力又非常复杂,承受着气缸内气体的高压作用力、活塞连杆组往复运动质量惯性力和旋转质量惯性力,还承受着扭转振动以及弯曲振动。这更增加了曲轴强度设计的要求。曲轴的结构形状和主要尺寸对柴油机曲轴抗弯疲劳强度和扭转刚度有重要影响,其尺寸参数在很大程度上影响并决定着发动机的整体尺寸、质量、可靠性和寿命[1,2,3]。因此,在曲轴设计时必须对曲轴的结构强度问题予以重视。
曲轴内部应力、应变的大小以及分布情况对于曲轴的设计、改进和优化具有重要的意义。国内外学者对曲轴的应力应变及自由模态的研究已有很多成果。利用有限元分析软件,可以比较详细地了解曲轴运动时所承受的应力应变情况。其计算分析结果可以作为曲轴优化设计的重要参考。本文应用三维建模软件和有限元分析软件对490柴油机曲轴进行了仿真和分析。
1 曲轴模型
本文计算对象为490柴油机曲轴,该曲轴为整体式铸铁曲轴,其三维几何模型如图1所示。为了避免下一步的有限元分析时对几何模型进行网格划分的问题,对设计模型中的小值倒角等细节进行了相应的简化处理。曲轴所用材料为铸铁,其弹性模量取值为145GPa,泊松比为0.3,密度为7 800kg/m3。
采用有限元软件ANSYS提供的8节点六面体单元Solid45对上述几何模型进行网格划分[4],其有限元模型如图2所示。该模型共有44 917个节点,204 018个单元。
2 边界条件及约束
2.1 载荷的确定
柴油机曲轴受力很复杂,作用于曲轴上的力和力矩主要由以下3部分组成[5]。
1)气缸中燃气压力的分力。
作用在活塞上的气体作用力Pg等于活塞上、下两面空间内气体压力差与活塞顶面面积的乘积,即
Pg=πD2(p-p')/4 (1)
式中 p—气缸内气体的压力(Pa);
p′—曲轴箱内气体压力(Pa);
D—活塞直径(m)。
缸内燃气压力值由柴油机工作过程计算程序AVL BOOST计算得到,所设计的490柴油机的示功图如图3所示。
气体压力通过活塞和连杆传递到曲轴上,其分量为Pg/cosβ,β为连杆的摆动角。
2)活塞连杆组的旋转惯性力。
活塞连杆组沿曲柄方向向外作用于曲柄销中心的旋转惯性力Pr可由下式计算,即
Pr=mrRω2 (2)
式中 mr—连杆组与曲柄不平衡部分分别离散到曲柄销中心的质量之和(kg);
R—曲柄半径(m);
ω—曲柄匀速转动时的角速度(rad/s)。
3)活塞连杆组的往复惯性力。
活塞连杆组沿气缸轴线方向的往复惯性力Pj由下式计算,即
Pj=mjRω2(cosα+λcos2α) (3)
式中 mj—往复运动质量(kg);
α—曲柄转角(rad)。
从工作过程计算结果(见图3),可以看出,该柴油机的发火顺序为1-3-4-2,仿真时以此顺序,取每一缸最大爆发压力时的压力值施加在相应的连杆轴径处,而其他各缸按此时的缸内压力值施加在相应的连杆轴径处。
2.2 约束条件
为了限制曲轴沿轴向的刚体位移,必须在曲轴上施加轴向约束,而轴向约束必须加在曲轴受力过程中没有轴向位移或轴向位移很小的节点上。由于在曲轴主轴颈轴心处节点的轴向位移最小,因此在计算时将限制曲轴沿轴向位移的约束加在曲轴左端轴心处。
3 仿真结果及分析
3.1 应力分析
图4～图7分别为1,3,4,2缸处于最大最大爆发压力时计算得到的曲轴应力云图。从图4～图7中可以看出,曲轴承受的应力具有如下规律:
1)该曲轴的应力集中主要出现在连杆轴颈下侧与主轴颈上侧过渡圆角处,在实际中这些部位也比较容易出现疲劳失效。
2)最大应力出现在第1缸处于最大爆发压力时,而连杆轴颈的最大应力出现在第2缸对应的连杆轴径处;主轴颈的最大应力出现在第4缸对应的主轴径处。
3.2 变形分析
图8～图11分别为1,3,4,2缸处于最大爆发压力时计算得到的曲轴变形量云图。
由图8～图11可以看出,曲轴发生变形的位置及量值具有如下规律:
1)最小变形出现在曲轴的两端,最大变形出现在曲轴第3缸左边曲柄臂的过渡圆角处;
2)各个气缸处于最大爆发压力时曲轴的变形分布情况各不相同。在第1缸处于最大爆发压力时,最大变形量为0.320mm,出现在第1缸连杆轴颈的右侧与曲柄臂的过渡圆角处。一个工作循环下的曲轴应力应变如表1所示。
4 结论
本文对整体式490柴油机曲轴进行了三维建模,在分析其受力状态的基础上,对其一个工作循环下的不同受力状态分别进行了载荷施加。通过对不同气缸达到最大爆发压力时的受力分析,得到了曲轴的应力、变形分布云图。最后对曲轴的自由模态进行了仿真分析。通过数值仿真结果可以分析曲轴的设计参数对其工作状态的影响,利用有限元软件进行设计分析计算是有效的,相比传统的手工计算,在很大程度上可以提高其计算结果精度。这些数据对曲轴的优化设计具有重要的参考价值。有限元方法具有效率高、成本低等诸多优点,是曲轴乃至发动机设计的有效途径。
摘要：应用Solidworks对所设计的490柴油机曲轴进行了三维建模,并运用有限元软件ANSYS进行三维应力及变形分析。通过分析得出以下结论:曲轴的应力集中主要出现在连杆轴颈下侧与主轴颈上侧过渡圆角处;两端的主轴颈比中间的主轴颈变形量小很多,连杆轴颈也具有同样规律。弯曲变形最大的部位出现在连杆轴颈与曲柄臂和平衡块的结合处。由此可预见,弯曲裂纹最容易出现在这些部位,有限元仿真结果可以作为曲轴设计的重要参考数据。
关键词：柴油机,曲轴,应力应变,有限元仿真
参考文献
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柴油机曲轴 篇7
1 曲轴的结构特点
曲轴飞轮组主要由曲轴、主轴承和飞轮等零件组成, 如图1。曲轴的功用是将连杆传来的力变为扭矩, 再通过飞轮向外输出功率, 并通过齿轮或皮带轮驱动柴油机各机构和各系统进行工作。曲轴由主轴颈、连杆轴颈、曲柄、曲轴前端和曲轴后端五部分组成。
主轴颈由主轴承支撑。连杆轴颈绕主轴颈中心线旋转。曲柄连接主轴颈与连杆轴颈。一个连杆轴颈与两端的曲柄构成曲拐。在曲柄的相反方向增设有平衡块, 用来抵消曲轴旋转时的离心力, 以减轻柴油机的振动。
主轴颈和连杆轴颈之间有斜向油道相通。有些柴油机曲轴连杆轴颈部分制有离心净油腔, 当曲轴旋转时, 进入油腔机油的杂质和胶体被甩到油腔壁上, 经净化的机油进入连杆轴颈和轴瓦之间。净油腔的加工孔用螺塞密封, 使用一段时间后, 应拧下螺塞, 清洗油腔。
曲轴前端装起动爪、曲轴正时齿轮和皮带轮。曲轴后端有飞轮接盘, 通过螺栓与飞轮连接。
2 曲轴常见损伤
2.1 曲轴轴颈磨损
曲轴轴颈磨损后与轴瓦配合间隙增大, 运转时发出异常响声, 工作状态恶化。
主要原因: (1) 机油太少或机油中存在着硬质磨料、机油变质含酸性物质。 (2) 轴颈与轴瓦的配合间隙过大或过小, 致使油膜难以形成, 发生干摩擦会早期磨损。 (3) 柴油机长期超负荷, 柴油机在过热情况下工作, 会很快磨损。 (4) 曲轴旋转时, 在离心力作用下, 机油中机械杂质偏向油孔一侧, 成为磨料, 使轴颈磨损不匀, 产生锥度。 (5) 连杆弯曲、扭曲及缸套偏斜, 使作用在曲轴上的力分布不匀, 也会产生锥度。
2.2 曲轴轴颈表面划痕或拉伤
主要原因有: (1) 装配时不注意清洁, 使柴油机内带进了渣滓、金属物等磨粒。 (2) 不按时更换油底壳的润滑油, 使润滑油中含有较大的金属物等磨粒混进轴瓦和轴颈的缝隙里刻划和拉伤摩擦表面。 (3) 空气滤清器维护保养不当, 缸套、活塞及活塞环磨损间隙增大, 带有沙粒、杂质等磨料随空气吸入缸内燃烧后窜到油底壳, 循环进入轴颈和轴承的配合间隙里。
2.3 曲轴轴颈烧伤
轴颈烧伤处有发蓝的烧蚀痕迹。曲轴轴颈的烧伤磨损是由于烧瓦而引起的。在这种情况下, 轴颈与轴瓦间将发生剧烈摩擦, 润滑油膜被破坏而产生抓粘, 温度急剧升高而使轴颈表面氧化呈蓝色, 轴颈表层硬度降低, 且常粘有抓粘下来的轴承合金。
2.4 曲轴轴颈表面产生裂纹
曲轴裂纹多发生在曲柄与轴颈之间过渡的圆角处以及油孔处。前者是径向裂纹, 危害极大, 容易造成曲轴折断, 发生重大毁机事故;后者是轴向裂纹, 顺着油孔沿轴向发展。
产生裂纹的原因主要是制造和修理的缺陷以及使用不当造成的: (1) 使用中, 轴颈表面粗糙度差, 存在着压痕、划伤、腐蚀、磨坑等缺陷, 此处是应力集中的发源地, 如没能及时消除, 疲劳裂纹先从这里产生和发展。 (2) 润滑不足发生严重烧瓦, 会引起轴向裂纹。 (3) 长期使用, 轴颈表面金属疲劳过渡, 会引起圆周方向裂纹。 (4) 经修磨后的轴肩圆角半径过小、过渡不圆滑或表面粗糙度差, 造成应力集中。 (5) 堆焊修复轴颈时, 在表层产生过大的残余应力而引起裂纹产生。
2.5 曲轴变形
曲轴的变形通常为弯曲变形和扭转变形。变形过大的曲轴会导致自身和相连零件的加剧磨损, 加速疲劳, 出现曲轴断裂和过大的机械振动。
曲轴变形的原因有非人为原因和人为原因。非人为原因有:曲轴因受到周期性的气体压力、往复运动惯性力、旋转运动离心力和机械制动力作用而变形。人为原因主要是违犯驾驶操作规程和发生事故性机械故障引起的: (1) 重载荷时, 起步过猛。 (2) 柴油机工作粗暴, 使曲轴受到骤然的冲击性负荷。 (3) 超速运转或飞车时, 为了使柴油机紧急熄火, 采取过分猛烈的制动措施。 (4) 柴油机因缺润滑油或轴瓦间隙过小而发生烧瓦抱轴事故, 使曲轴受到很大的转矩。 (5) 缸体主轴承座孔严重变形后而不同心。
2.6 曲轴断裂
曲轴断裂是柴油机事故性的损坏, 其原因比较复杂。断裂的部位有: (1) 在曲轴轴颈两相邻圆角交接的曲柄臂处。 (2) 在连杆轴颈过油孔沿45°角处。 (3) 在连杆轴颈根部或主轴颈根部。 (4) 在安装飞轮的锥形面键槽处。
所有引起曲轴轴颈表面产生裂纹和引起曲轴弯曲、扭曲的原因, 都是引起曲轴断裂的原因。除此之外, 还有以下几种原因: (1) 曲轴的材质不佳、制造有缺陷、热处理质量不能保证、加工粗糙度达不到设计要求。 (2) 飞轮不平衡, 飞轮与曲轴接盘不同轴, 使飞轮与曲轴的平衡受到破坏, 使曲轴产生较大的惯性力, 导致曲轴疲劳断裂。 (3) 更换的活塞连杆组重量差超限, 使各缸爆发力和惯性力大小不一致, 曲轴各轴颈受力不平衡, 引起曲轴断裂。 (4) 安装时, 飞轮螺栓或螺母拧紧力矩不足, 引起飞轮与曲轴连接处松动, 使飞轮运转失去平衡, 并产生较大的惯性力, 使曲轴折断。 (5) 轴承和轴颈磨损严重, 配合间隙过大, 转速突变时, 曲轴受到冲击性载荷。 (6) 曲轴长期使用, 磨修达到三次以上时, 因轴颈尺寸相应减小, 也易使曲轴断裂。 (7) 供油时间过早, 引起柴油机工作粗暴;工作中油门控制不好, 忽大忽小, 使柴油机转速不稳, 这些都使曲轴受到较大的冲击载荷而易断裂。
2.7 曲轴其他部位的损伤
曲轴阻油螺纹或轴肩磨损、前端键槽磨损、起动爪螺纹损伤或滑扣等。
3 预防措施
(1) 及时保养, 保证润滑油质量;修理装配时, 保证轴颈与轴瓦的配合间隙正确;避免发动机长期超负荷运转。
(2) 检修发动机时, 必须仔细检查曲轴应力集中部位有无裂纹, 有条件可用仪器作磁力探伤检查, 发现损伤应及时修复。
(3) 光磨曲轴时应保持轴颈与曲柄连接处的过渡圆角, 切不可磨成尖角, 否则会产生较大的应力集中, 致使曲轴断损。
(4) 注意曲轴、飞轮和离合器的平衡, 离合器总成安装在飞轮上时, 其固定螺栓处应配置垫片, 不应有抖振, 避免使曲轴工作条件恶化。