考慮變速器結(jié)構(gòu)影響的曲軸計算分析

陳 超 鄭曉豐 趙勝權(quán) 盧晶晶

（寧波市鄞州德來特技術(shù)有限公司 浙江 寧波 315100）

引言

曲軸在運動過程中受到氣體作用力、往復(fù)運動和旋轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生的慣性力及轉(zhuǎn)矩和彎矩的影響，會產(chǎn)生疲勞應(yīng)力和軸頸油膜壓力。當(dāng)疲勞應(yīng)力及油膜壓力過大時，會出現(xiàn)零件失效現(xiàn)象[1]。

本文結(jié)合傳動鏈的零部件結(jié)構(gòu)和布置形式，對新設(shè)計的曲軸進(jìn)行了有限元仿真計算分析?？紤]到曲軸后端雙質(zhì)量飛輪、離合器、變速器主軸、變速器殼體、油底殼等零部件剛度、轉(zhuǎn)動慣量及彎矩對仿真計算分析結(jié)果產(chǎn)生影響，在建立曲軸多體動力學(xué)模型時，對模型進(jìn)行了縮減。

1 模型建立和邊界條件設(shè)置

1.1 多體動力學(xué)模型的建立

建立曲軸多體動力學(xué)模型時，曲軸通過自帶autoshaft 功能進(jìn)行縮減，雙質(zhì)量飛輪采用專用的Dual_Mass_Flywheel 模塊，缸體、油底殼、變速器殼體等在建立有限元網(wǎng)格模型時進(jìn)行縮減。

曲軸多體動力學(xué)模型如圖1 所示。

圖1 曲軸多體動力學(xué)模型

1.2 有限元網(wǎng)格模型縮減

因原始網(wǎng)格模型包含的零件較多，應(yīng)用模態(tài)縮減分析理論[2]，采取質(zhì)量-剛度矩陣等效處理方式進(jìn)行模型縮減，可大大簡化分析時間?？紤]到模型連接特征及繪制網(wǎng)格的時間成本，對油底殼進(jìn)行質(zhì)心簡化，曲軸與周邊零件采用MPC（多點耦合）連接，缸套和軸瓦采用六面體網(wǎng)格繪制，變速器殼體、缸體采用大網(wǎng)格繪制。缸體上表面約束自由度123，缸套保留節(jié)點123，軸瓦徑向內(nèi)圈保留節(jié)點23，第3 主軸瓦兩止推端面保留節(jié)點1。

有限元網(wǎng)格縮減模型如圖2 所示。

圖2 有限元網(wǎng)格縮減模型

1.3 材料屬性

表1 是曲軸仿真計算分析所用材料屬性。

表1 曲軸仿真計算分析所用材料屬性

1.4 邊界條件

1.4.1 機(jī)油溫度、軸瓦參數(shù)邊界條件

機(jī)油牌號為0W-20，機(jī)油溫度為140 ℃。

軸瓦參數(shù)見表2。

表2 軸瓦參數(shù)

1.4.2 載荷邊界條件

載荷邊界條件為氣體壓力，最大爆發(fā)壓力為11MPa。見圖3。

圖3 載荷邊界條件

2 計算分析結(jié)果

2.1 EHD 分析結(jié)果

本文通過EHD（Elasto-Hydro Dynamic，彈性流體動力學(xué)）[3]計算來評價軸瓦的油膜總壓力、表面粗糙接觸壓力、熱負(fù)荷、摩擦功率損失、機(jī)油溫度升高程度。評價指標(biāo)見表3。表3 中，APFL（Asperity Friction Power Loss）為粗糙摩擦功率損失，TFLP（Total Friction Power Loss）為總摩擦功率損失。

表3 評價指標(biāo)

本文對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500r/min 時第5 主軸瓦進(jìn)行EHD 計算。

油膜總壓力分布計算結(jié)果如圖4 所示。

圖4 油膜總壓力分布

表面粗糙接觸壓力計算結(jié)果如圖5 所示。

圖5 表面粗糙接觸壓力

軸瓦平均熱負(fù)荷計算結(jié)果如圖6 所示。

圖6 軸瓦平均熱負(fù)荷

軸瓦摩擦功率損失計算結(jié)果如圖7 所示。圖7中，Hydrodynamic Friction Power Loss 為流體動力摩擦損失。

圖7 軸瓦摩擦功率損失

軸瓦機(jī)油溫度升高程度計算結(jié)果見表4。

表4 軸瓦機(jī)油溫度升高程度

從圖4～圖7 以及表4 可以得出，計算結(jié)果滿足指標(biāo)要求。

2.2 曲軸疲勞因子

曲軸在彎曲、扭轉(zhuǎn)載荷反復(fù)作用下，容易在軸頸圓角處產(chǎn)生應(yīng)力集中，進(jìn)而引起曲軸疲勞破壞[4]。本文中，第4 缸連桿軸頸位于飛輪端附近，更容易產(chǎn)生疲勞破壞。。

在各轉(zhuǎn)速的爆發(fā)壓力作用下，曲軸各軸頸圓角處疲勞因子分布如圖8 所示。圖8 中，web 表示曲柄臂塊。

圖8 在各轉(zhuǎn)速的爆發(fā)壓力作用下曲軸軸頸圓角處疲勞因子分布

從圖8 可以看出，在各轉(zhuǎn)速的爆發(fā)壓力作用下，曲軸各軸頸圓角處疲勞因子均大于1.5，滿足疲勞因子大于1.1 的設(shè)計要求。

在轉(zhuǎn)速為4 500 r/min 的爆發(fā)壓力作用下，第4缸連桿軸頸圓角處疲勞因子分布如圖9 所示。

圖9 第4 缸連桿軸頸圓角處疲勞因子分布

從圖9 可以看出，第4 缸連桿軸頸圓角處最小疲勞因子為1.51@4 500 r/min，滿足疲勞因子大于1.1 的設(shè)計要求。

3 結(jié)論

對某發(fā)動機(jī)曲軸進(jìn)行了仿真計算分析，得到如下結(jié)論：

1）對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min 時第5 主軸瓦進(jìn)行了EHD 計算。結(jié)果表明，第5 主軸瓦的油膜總壓力、表面粗糙接觸壓力、熱負(fù)荷、摩擦功率損失、機(jī)油溫度升高等均滿足評價指標(biāo)要求。

2）在各轉(zhuǎn)速的爆發(fā)壓力作用下，曲軸各軸頸圓角處的疲勞因子均大于1.5，其中第4 缸連桿軸頸圓角處最小疲勞因子為1.51@4 500 r/min，滿足疲勞因子大于1.1 的設(shè)計要求。