6L21/31型船用中速柴油機動力學仿真及曲軸應力分析

肖 民，史萬強

(江蘇科技大學 能源與動力工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江212003)

6L21/31柴油機是鎮(zhèn)江中船設備有限公司引進MAN公司生產(chǎn)許可證生產(chǎn)的船用中速柴油機。在實際運行過程中，曲軸的某些部位出現(xiàn)裂紋。為此，對6L21/31型船用中速柴油機進行動力學仿真及曲軸應力分析。

1 6L21/31柴油機虛擬樣機的建立

1.1 三維實體模型的建立

參照6L21/31柴油機圖紙，運用Pro/E3.0建模軟件，建立該型柴油機曲柄-連桿機構及相關零部件的三維實體模型，模型包括以下部分:①固定件，機架、缸套、主軸承蓋、軸瓦;②運動件，曲軸、連桿組件、活塞組件、飛輪、聯(lián)軸節(jié)及平衡塊。為了保證仿真的準確性，主要運動部件的三維模型應嚴格按照6L21/31柴油機圖紙來建立。固定件模型的建立在保證其結構輪廓基本準確，重心位置正確的前提下，應當盡量簡化模型，以提高模型仿真的效率。之后按照各個零部件實際配合關系，在Pro/E虛擬裝配模塊中進行裝配。所建立6L21/31型柴油機曲柄連桿活塞機構及相關零部件三維實體裝配模型見圖1。

1.2 多剛體模型的建立及導入ADAMS

圖1 6L21/31柴油機主要運動機構三維模型

Mechanism/Pro2005是MDI公司開發(fā)的連接三維實體建模軟件Pro/engineer與機械系統(tǒng)動力學仿真分析軟件ADAMS的接口模塊［1］，二者采用無縫鏈接的方式，即不需要退出Pro/engineer應用環(huán)境，就可以將裝配完畢的總成根據(jù)其運動關系定義為機械系統(tǒng)模型，進行基本的剛體定義和約束施加，之后將模型導入到ADAMS中進行動力學仿真研究。

6L21/31柴油機多剛體模型的建立分以下幾步進行。①統(tǒng)一單位制，在Pro/engineer環(huán)境下，將裝配模型的所有零部件單位制都設置為毫米千克秒(mm·kg·s)。②定義剛體。剛體定義通過在Mechanism/pro中(By Selection)手動逐個添加的方式實現(xiàn)［2］，其定義原則為:無相對運動的兩個或多個相鄰零件，若具有相同材料即可定義為一個剛體。③添加約束，6L21/31柴油機的虛擬樣機需要用到以下幾個類型的約束:固定副、旋轉副、移動副，每兩個相互接觸剛體之間都存在至少一種約束，可在建立多剛體模型時于Mechanism/pro中添加。完成以上三個步驟后，通過接口模塊Mechanism/pro即可導入Adams中。其導入后視圖見圖2。

圖2 ADAMS環(huán)境下6L21/31柴油機虛擬樣機模型

1.3 ADAMS虛擬樣機參數(shù)設置

建立完整的虛擬樣機，還需要設置模型參數(shù)、施加驅動載荷及轉速等。

1)設置模型參數(shù)。參考二維圖紙及金屬材料手冊等一些資料對零部件材料的名稱、密度、彈性模量和泊松比進行相應設置。

2)設定曲軸轉速。曲軸轉速根據(jù)仿真選定的工況來設定，本文選擇在900 r/min轉速的6L21/31柴油機額定工況下進行仿真研究，由于在ADAMS中轉速用(°)/s來表示，因此轉速設定為5 400(°)/s。

3)施加載荷。缸內壓力隨曲軸轉角的變化關系曲線參照真實柴油機試驗測得的缸壓數(shù)據(jù)，并以力的形式施加，通過ADAMS中Spline(樣條曲線)功能完成。先將缸壓曲線圖轉化為壓力隨時間變化的關系，用txt文檔將數(shù)值保存下來，然后于ADAMS中將txt文檔導入為Spline格式的文件［3］，加載到每缸活塞頂部。圖3所示為測試得到的第一缸缸內氣體壓力隨曲軸轉角變化關系曲線，曲軸轉角0°時為壓縮行程結束上止點位置，最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在上止點后約11.25°位置。完成以上的三個步驟后，6L21/31柴油機虛擬樣機模型就建立起來了。

圖3 缸內壓力變化

2 動力學仿真分析

2.1 仿真運行

在ADAMS中對建立的6L21/31型柴油機虛擬樣機進行仿真運行，將仿真時間設置為0.266 67 s(額定工況轉速下兩個周期的時間)，仿真步數(shù)為288。計算機上運行數(shù)分鐘后，即完成6L21/31柴油機虛擬樣機的仿真，得到了一系列動力學特性參數(shù)。由于6L21/31柴油機6個缸的曲柄連桿活塞機構運動規(guī)律完全相同，只是彼此相差一個相位角，故文中僅選取第一缸的曲柄連桿活塞機構作為研究對象。

2.2 曲柄連桿活塞機構的動力學分析

活塞銷所受合力對比見圖4。

圖4 活塞銷合力對比

從圖4中可以看出，仿真曲線與理論曲線較吻合，活塞銷所受合力的峰值出現(xiàn)在上止點后約11°位置，即371°，這與最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在上止點后11.25°的位置是一致的。仿真得到的活塞銷所受合力最大值為6.195×105N，而理論計算得到的最大值為6.156×105N，誤差為0.63%。此誤差說明虛擬樣機仿真是準確的。

由圖5可見，仿真得到連桿所受最大壓應力為6.208×105N，出現(xiàn)在上止點后約12°位置，即372°位置，其理論計算最大值為6.184×105N;仿真得到的最大拉應力為6.548×104N，出現(xiàn)在0°(720)°位置。連桿所受的最大壓應力遠大于其所受的最大拉應力。由圖5還可以看出仿真曲線與理論計算曲線較吻合，曲線中峰值的相對誤差為0.38%。

圖5 連桿推力對比

圖6 活塞側推力對比

活塞側推力仿真與理論計算的對比見圖6。從圖6可以看出，仿真得到活塞側推力最大值為4.962×104N，出現(xiàn)在上止點后約15°位置，即375°位置。與活塞銷合力及連桿推力不同，前兩者都是隨著最大爆發(fā)壓力的出現(xiàn)達到最大，而活塞側推力最大值的出現(xiàn)有所滯后，比最大爆發(fā)壓力點滯后約3.75°。造成這一現(xiàn)象的原因是活塞銷合力及連桿推力主要受缸內氣體燃燒壓力的影響，而活塞側推力除了受缸內氣體壓力外，連桿的擺角也有著密切的關系。這兩個因素的共同作用使得活塞側推力最大值出現(xiàn)較晚。側推力的正負僅表征方向的變化，仿真得到正負峰值分別為49 623，-13 220 N。

曲柄銷合力是連桿大端作用在曲柄銷上的力，曲柄銷合力對比曲線見圖7。從圖7可以看出，仿真結果與理論計算結果在變化趨勢、數(shù)值大小上都較吻合。

圖7 曲柄銷合力對比

3 曲軸動態(tài)應力分析

3.1 曲軸剛體的前處理

應用ANSYS軟件，對6L21/31型船用中速柴油機的曲軸進行前處理。

3.1.1 曲軸網(wǎng)格的劃分

在劃分曲軸的有限元網(wǎng)格時，一般將曲軸與平衡塊視作為一個模型進行整體建模，這樣做的好處是可以在模型柔性化處理時減少定義剛性連接面，減少了工作量，加快了模型在導入到ADAMS中的速度。但這種做法也違背了最大程度模擬實際運轉環(huán)境下柴油機曲軸承受載荷情況的原則。虛擬樣機技術研究，本身追求的就是仿真模擬，越真實接近實際柴油機零部件的構造，就越能夠得到精確的研究成果。因此，采取曲軸與平衡塊分開來建模，在虛擬樣機中采用固定副連接的方式，將曲軸和平衡塊連接在一起。

經(jīng)驗表明，曲軸所受應力最大的部位主要集中于曲柄銷與曲柄臂、主軸頸與曲柄臂的過渡連接處［4］，有必要對這些關鍵位置進行網(wǎng)格細化。對曲軸采用四面體8節(jié)點單元Solid45進行網(wǎng)格劃分，共劃分了83 010網(wǎng)格個單元。完成的有限元網(wǎng)格模型見圖8。

圖8 曲軸有限元模型

3.1.2 剛性區(qū)域的定義

完成網(wǎng)格劃分后，還需將曲軸與其它零件的連接面定義為剛性區(qū)域。曲軸與其它零部件的連接面為:主軸頸與軸承接觸面，曲柄銷與連桿大端襯套接觸面，曲軸與12個平衡塊的接觸面，將這些表面的節(jié)點定義為剛性節(jié)點即完成了剛性區(qū)域的定義，定義后的曲軸有限元模型見圖9。

圖9 曲軸剛性區(qū)域

3.1.3 剛-柔混合模型

利用ANSYS中的Export to ADAMS命令將模型輸出為ADAMS可用的.mnf格式柔性體文件，之后在ADAMS中將曲軸的剛性體模型替換為柔性體，替換完成后剛-柔混合［5］模型，見圖10。

圖10 ADAMS中6L21/31柴油機剛-柔混合體模型

3.2 剛-柔混合模型仿真

對新建立的剛-柔混合虛擬樣機模型進行仿真，仿真運行的設置與之前該柴油機剛性體虛擬樣機仿真相同。完成仿真運行之后，就可以對曲柄所受的動態(tài)應力［6］分布情況進行分析。圖11所示為曲軸在柴油機一個工作循環(huán)內，達到最大應力時的應力云圖。

圖11 曲軸應力云圖

由圖11中可見，曲軸所受應力主要集中在曲柄銷與曲柄臂的過渡圓弧處，曲軸的損壞也最容易出現(xiàn)在這些部位，這與實際工程經(jīng)驗是相符的。如圖11，從左到右為自由端到輸出端，分列著的分別為第一、二、三、四、五、六缸。曲軸的最大應力就出現(xiàn)在第一缸曲柄銷與第一主軸承側曲柄臂的過渡圓弧處。此時第一缸處在最大爆發(fā)壓力點，將此處放大可以清楚地看到該處的應力分布情況，見圖12，最大應力值為298.935 MPa。從仿真時間上來說，在第0.068 69 s的時候對應的曲軸轉角為370.926°，也就是上止點后10.926°，這與之前剛性體時柴油機虛擬樣機達到最大爆發(fā)壓力點受力最大的位置一致。說明了所建立的剛-柔混合虛擬樣機模型真實地反映了6L21/31型船用中速柴油機額定工況運行下的受載荷狀況。

圖12 第一缸曲柄銷局部應力云圖

4 結論

1)通過對動力學仿真結果的分析，可以看出仿真得到活塞銷合力最大為6.195×105N，誤差為0.63%，連桿推力最大為6.208×105N，誤差為0.38%，誤差范圍相當小。而活塞側推力和曲柄銷合力由于受力較為復雜，雖有稍微的波動，但是其仿真曲線的基本趨勢與理論結果有較好的一致性，仿真結果是可信的，表明所建立的虛擬樣機模型是合理正確的。

2)通過對曲軸的動應力分析，可以得出曲軸在額定轉速5 400(°)/s下穩(wěn)定運行時，最大應力值為298.935 MPa，出現(xiàn)在曲軸的曲柄銷與曲柄臂的過渡連接處。這里也是最先出現(xiàn)裂紋并導致最終損壞的地方，建議適當增大過渡圓弧處的圓角半徑，可以起到改善應力的功效。

3)基于虛擬樣機技術，應用本文方法，完全可以對6L21/31柴油機進行動力學仿真研究和動應力分析，具有很好的精度，既可減少研發(fā)的成本和周期，也可提高設計質量。

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