25.2_L柴油机摇臂的仿真分析与优化_周明明.pdf

设计与计算柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）25.2 L柴油机摇臂的仿真分析与优化周明明（上海新动力汽车科技股份有限公司，上海 200438）摘要：为了分析某25.2 L柴油机摇臂断裂的原因，借助Abaqus和FEMFAT有限元分析软件，对柴油机摇臂组件在运行工况下的结构应力及高周疲劳进行分析，并对摇臂危险区域进行优化后再次进行仿真分析，直到摇臂满足设计要求。结果表明：考虑装配过盈力时摇臂的峰值应力比未考虑过盈力时高10.6%，考虑装配过盈力时仿真结果与试验结果相吻合；直角卸油槽为摇臂局部薄弱区域，使用圆弧形卸油槽代替直角卸油槽能有效降低局部应力集中；优化后摇臂峰值应力降低17.5%，摇臂抗疲劳性能得到提升。关键词：柴油机；摇臂；应力集中；仿真；优化Simulation and optimization of a 25.2 L diesel engine rockerZHOU Mingming（Shanghai New Power Automotive Technology Co.，Ltd.，Shanghai 200438，China）Abstract：The cause of broken happened on a 25.2 L diesel engine rocker was conducted，while Abaqus and FEMFAT finite element analysis softwares were used to analyze the structural stress and high cycle fatigue of diesel engine rocker components under working conditions，and the dangerous areas of the rocker were optimized and simulated until reaching the design standard.The results show that the peak stress of rocker with assembly interference force is 10.6%higher than that without assembly interference force，and the simulation results are consistent with the test results when assembly interference force is considered.The rightangle oil unloading groove is the local weak area of the rocker.Using the arcshaped oil unloading groove instead of the rightangle oil unloading groove can effectively reduce the local stress concentration.After optimization，the peak stress of the rocker is reduced by 17.5%，and the fatigue performance of the rocker is improved.Key words：diesel engine；rocker；stress concentration；simulation；optimizationDOI：10.3969/j.issn.1671-0614.2023.02.0020前言摇臂是发动机重要的运动部件之一，凸轮轴传递的推力经过摇臂转向后推开气门弹簧，控制气门的启闭，以保证发动机正常运转。发动机通过进气侧摇臂和排气侧摇臂控制进气阶段和排气阶段的开始、结束及持续时间 1。摇臂在发动机运转过程中受到凸轮轴推杆的巨大载荷，最大推杆载荷可达105 N以上，因此摇臂需要有足够的强度和刚度。在周期载荷作用下，摇臂在工作过程中绕摇臂轴做旋转运动。为了减缓摇臂的磨损，摇臂轴孔内涂覆由耐磨材料制成摇臂衬套，过盈配合力使衬套附着在摇臂作者简介：周明明（1994），男，硕士研究生，助理工程师，主要研究方向为发动机结构有限元分析与优化。-5柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）上，避免摇臂与摇臂轴的接触；润滑油经过摇臂轴流入摇臂，压力润滑减少了摇臂运动过程中的磨损，润滑油最终通过摇臂卸油槽回到油底壳。摇臂衬套和润滑油能有效减少摇臂磨损，延长摇臂使用寿命，保证摇臂在使用中满足高强度、大刚度和长寿命的需求。计算机辅助工程（CAE）是一种将被求解物体离散成按一定方式连接在一起的单元组合，模拟或仿真原来的物体，进行数值求解的分析方法。随着现代力学、计算数学和计算机等学科的发展，CAE分析被广泛应用于零部件的设计生产验证过程 2。本文借助CAE模拟分析技术对某25.2 L柴油机排气侧摇臂进行有限元分析并进行结构优化，使用Hypermesh软件对三维模型进行网格划分、材料赋值、接触设置、载荷施加等，借助Abaqus Standard求解器在考虑和不考虑衬套过盈装配工况下分别求解摇臂表面应力，借助FEMFAT软件求解摇臂的高周疲劳安全系数。根据应力分布云图和高周疲劳安全系数模拟结论，综合评估摇臂的力学性能并进行优化设计，并对优化设计后的摇臂进行模拟分析及耐久试验验证。1问题描述某25.2 L柴油机在耐久试验台上累计运行215 h后出现异响，拆机后发现第4缸排气侧摇臂下部断裂，发生断裂的摇臂实物图如图1所示。由图1可知：断裂源出现在摇臂卸油槽区域，裂纹源发生在卸油槽直角处，裂纹向着摇臂轴孔径方向发展，造成摇臂断裂，摇臂底部出现断裂，断裂处摇臂脱离摇臂本体。2构建有限元模型2.1 摇臂建模使用Creo软件对排气侧摇臂组件进行三维建模，包括排气侧摇臂、摇臂座、衬套、球销、球窝，以及摇臂调节螺钉和摇臂调节螺母等零件。排气侧摇臂组件的装配几何模型如图2所示，模拟中设置摇臂轴径向方向为x方向，排气侧摇臂指向摇臂座为正；摇臂座底面法向为 z 方向，摇臂座底部指向顶部为正。排气侧摇臂与摇臂轴衬套设计尺寸分别为45+0.025+0 mm、45+0.090+0.035 mm，摇臂与摇臂轴衬套为过盈配合，最大过盈量为0.09 mm；摇臂轴衬套与摇臂座圈设计尺寸分别为42+0.025+0 mm与42-0.025-0.041 mm，摇臂座圈与摇臂轴衬套为间隙配合，最大间隙量为0.066 mm。在柴油机工作过程中，凸轮轴推力经推杆传递到摇臂上，推杆力在经过摇臂改变运动方向后，通过球窝控制气门的启闭，实现对气门的控制。图2排气侧摇臂组件几何模型图1断裂的摇臂-6柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）为了简化计算模型，将推杆力施加在球销上，气门桥与球窝接触面设置为固定约束，使用Hypermesh软件对摇臂部件进行网格划分，网格均为四面体二次单元，网格及载荷施加如图3所示。图3中FEx为施加在摇臂上的载荷，FAssist为保持零件间接触的辅助力。2.2 边界与载荷输入借助多体动力学软件AVL Excite Timing Drive对柴油机在不同凸轮轴工作转角下推杆对排气侧摇臂施加的载荷进行模拟。当柴油机工作功率为960 kW时，排气侧摇臂在不同凸轮轴转角的载荷谱曲线如图4所示。施加在摇臂上的载荷为周期性载荷，图4中包含3个完整周期，选取第1个周期进行分析：当凸轮轴转角达到107.7时排气侧气门打开，柴油机排气进程开始；随着凸轮轴转角增加，排气侧摇臂受到的载荷逐渐增大，当凸轮轴转角达到132.2时载荷达到峰值（24 542 N），此时排气侧气门开度达到峰值；随后排气侧气门的开度逐渐减小，摇臂受到的载荷逐渐减小，到378.3时载荷降为0，排气进程结束，等待下一个排气循环，整个排气过程凸轮轴旋转 270.6。在最小载荷分析步时使用一个极小力（相对于峰值载荷）保持零件间的接触，本文中FEx选用图4中载荷谱历程的极值载荷对排气侧摇臂进行静力学分析，共35个瞬态载荷分析步。根据静力学原理计算摇臂的静态受力，以及在循环载荷工况下的高周疲劳安全系数，并结合试验结果分析摇臂表面应力分布。根据金属材料记忆特性理论，在周期载荷作用下，零件对载荷的响应主要受峰值载荷的影响，中间载荷对零件主要载荷循环的塑性应变影响很小 3。图5为金属材料记忆特性曲线。中间载荷作用下产生的应力循环曲线处于最大载荷循环曲线内，对零件的影响远小于峰值载荷循环，从图4载荷谱中提取极值点载荷数据作为数值模拟载荷谱。2.3 材料属性该柴油机摇臂组件的材料属性见表1。摇臂使用45号钢冲压成型，45号钢为中碳结构钢，在经过调质处理后具有良好的韧性和一定的耐磨性，被广泛用于制造摇臂等注塑成型的零件。兰贝格奥斯古德模型是描述金属材料过屈服后的非线性关系常用的拟合关系式模型，其拟合模型曲线的计算公式为：=E+(K)n-1（1）式中：为材料应变，单位mm；为材料应力，单位MPa；E为弹性模量，单位N/mm2；K为强度系数；n为硬化指数。图3排气侧摇臂组件有限元模型图5金属材料记忆特性图4不同凸轮轴转角下排气侧摇臂载荷谱-7柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）在稳态循环中，材料应变由线性弹性应变和非线性塑性应变两部分构成。根据文献 4 中材料的静态试验数据拟合得到材料的非线性塑性应变曲线，同时借助Python软件拟合45号钢应力应变弹塑性曲线，如图 6 所示。根据应力计算结果，使用FEMFAT软件计算零件的高周疲劳安全系数，45号钢的海格（Haigh）图如图7所示，其中R为45钢在恒定幅疲劳载荷谱试验下最小应力与最大应力的比值，点1为材料最大拉应力，点4为R=0时的疲劳极限 5，点5为R=1时的疲劳极限，点9、点10为45号钢的最大压应力。3有限元分析结果3.1 未考虑摇臂衬套装配过盈力使用FEx模拟推杆施加在摇臂上的载荷，图8为未考虑摇臂衬套装配过盈力时摇臂（以下简称“未考虑过盈摇臂”）表面的应力分布云图。由图8可知：凸轮轴转角达到107.7，即排气侧气门即将开启时施加在摇臂上的载荷为10 N，摇臂表面大部分区域的应力小于10.0 MPa，应力集中于卸油槽和球销附近，最大应力为35.2 MPa；凸轮轴转角达到132.2时，施加在摇臂上的载荷为24 542 N，摇臂表面应力较大的区域在卸油槽，且最大应力出现在直角加工区，最大应力为402.4 MPa，高于45号钢的屈服强度（370 MPa）。可依据高周疲劳安全系数评估零件在疲劳循环下的抗疲劳性能 6，图9为未考虑过盈摇臂表面高周疲劳安全系数分布图。由图9可知：摇臂最小高周疲劳安全系数出现在摇臂卸油槽区域，最小高周疲劳安全系数分别为 1.105（A 区域）和 1.268（B 区域），高于评估极限（1.1）。3.2 考虑摇臂衬套装配过盈力图10为考虑摇臂与摇臂衬套之间过盈力时摇臂（以下简称“考虑过盈摇臂”）在不同凸轮轴转角的应力分布云图。由图10可知：凸轮轴转角为107.7时，摇臂上仅施加过盈载荷，在摇臂轴孔四周区域应力较高，这与未考虑过盈摇臂应力分布有明显的差异；凸轮轴转角达到132.2时，施加在摇臂上载荷达到最大，摇臂表面应力增大，最大应力为446.9 MPa，高于 45号钢的屈服强度（370 MPa），最大应力出现在卸油槽附近。图645号钢应力应变弹塑性曲线图745号钢海格图表1摇臂组件材料属性零件名称摇臂摇臂座摇臂衬套摇臂调节螺钉螺母球窝球销材料型号4545LF835CrMo3520CrMo20CrMo密度/（tmm3）7.851097.851097.851097.851097.851097.851097.85109弹性模量/（Nmm2）210 000210 000210 000212 000210 000212 000212 000泊松比0.30.30.30.30.30.30.3-8柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）高周疲劳安全系数的计算结果如图11所示。由图11可知：摇臂最小高周疲劳安全系数出现在摇臂卸油槽区域，最小高周疲劳安全系数分别为0.963（A区域）和1.069（B区域），低于评估极限（1.1），直角卸油槽是摇臂断裂的高风险区，这与耐久试验中摇臂断裂位置相吻合。图12为考虑过盈摇臂和未考虑过盈摇臂在危险节点处的历史应力变化曲线。由图12可知：未考虑过盈摇臂的应力小于考虑过盈摇臂，当凸轮轴转角为132.2，即施加峰值载荷时，未考虑过盈摇臂的应力比考虑过盈摇臂小10.6%。不施加推杆载荷时，未考虑过盈摇臂表面应力几乎为0，而考虑过盈摇臂在不施加载荷时，节点的应力为75.3 MPa，未考虑过盈摇臂忽略了衬套施加的拉力载荷，因此考虑过盈力更贴近摇臂实际运行工况。卸油槽处高周疲劳安全系数低是由于直角摇臂卸油槽的局部应力较大，容易产生应力集中；直角区域为零件的薄弱位置，耐久试验中应力集中是造成摇臂断裂的主要原因。4摇臂结构优化分析4.1 优化后有限元仿真结果初始排气侧摇臂在试验台架上发生断裂，断裂位置出现在卸油槽区域。根据摇臂应力分布和高周疲劳安全系数仿真结果，摇臂表面安全系数最低的区域为摇臂卸油槽。在不影响摇臂内部润滑油流量和油压的前提下对摇臂卸油槽结构进行优化，采用圆弧形卸油槽设计。优化前后卸油槽轮廓曲线如图13所示。图9未考虑过盈摇臂高周疲劳安全系数分布图8未考虑过盈摇臂应力分布-9柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）图14为周期性载荷谱作用下初始摇臂和优化摇臂在高周疲劳安全系数最低点的历史应力变化曲线。由图14可知：当凸轮轴转角达到132.2时，初始摇臂和优化摇臂的受力均达到最大值，分别为444.3 MPa和 366.4 MPa，优化后摇臂在峰值点的受力降低17.5%，且在整个周期内优化摇臂的应力均小于初始摇臂。对优化摇臂进行应力及高周疲劳安全系数模拟计算，高周疲劳安全系数云图如图15所示。由图15可知：优化摇臂表面最小高周疲劳安全系数为1.251，比初始摇臂提高29.9%，满足设计要求。4.2 试验验证按照GB/T 190552003汽车柴油机可靠性验证方法和GB/T 182972001汽车柴油机性能试验方法对优化后排气侧摇臂进行了300 h的耐久试验。试验结束拆机后，摇臂未发现裂纹等异常现象，满足设计要求。耐久试验后的优化摇臂如图 16所示。图11考虑过盈摇臂高周疲劳安全系数分布图12考虑与未考虑过盈的摇臂历史应力变化图13摇臂卸油槽轮廓图10考虑过盈摇臂应力分布-10柴油机设计与制造Design and Manufacture of Diesel Engine2023 年第 2 期 第29 卷（总第183 期）5结论本文采用有限元方法模拟了某柴油机摇臂，分析了摇臂在周期载荷谱作用下的应力水平及高周疲劳安全系数，基于仿真结果对摇臂进行局部优化，并对优化后的摇臂进行了仿真分析和耐久试验，主要得出以下结论：（1）考虑过盈摇臂的最大应力比未考虑过盈摇臂高10.6%，考虑过盈摇臂的模拟结果与试验结果吻合，过盈力是模拟中需要考虑的重要边界。（2）直角设计的摇臂卸油槽容易出现局部应力集中，导致摇臂局部高周疲劳安全系数降低，因此在摇臂设计过程中应减少直角结构。（3）优化摇臂有效减小了卸油槽的局部应力，在峰值载荷工况作用下优化摇臂受到的应力比初始摇臂降低17.5%，摇臂抗疲劳性能得到提升。参考文献1 张珂.基于CAE汽车发动机滚子摇臂体设计与成型研究 D.兰州：兰州理工大学，2014.2 李源.柴油机气门座圈压装试验研究及CAE分析 D.重庆：重庆大学，2016.3 DOWLING N E.Mechanical behavior of materials：engineering methods for deformation，fracture and fatigue M.Englewood Cliffs，NJ：Prentice Hall，1993.4 陈刚，陈忠富，陶俊林，等.45钢动态塑性本构参量与验证J.爆炸与冲击，2005，25（5）：451-456.5 姚卫星.结构疲劳寿命分析 M.北京：国防工业出版社，2003.6 王雪莉.某柴油机飞轮壳轻量化改进及有限元分析 J.柴油机设计与制造，2021（4）：47-52.图14初始摇臂和优化摇臂历史应力变化图15优化摇臂高周疲劳安全系数分布图16耐久试验后的优化摇臂-11