3.0 L直列4缸柴油机双平衡轴的设计与优化.pdf

第 6卷第 4期2023年 8月Vol.6 No.4Aug.2023汽 车 与 新 动 力AUTOMOBILE AND NEW POWERTRAIN3.0 L直列 4缸柴油机双平衡轴的设计与优化董家枝，邓文高，樊心龙（广西玉柴机器股份有限公司研发总院，广西 南宁 530009）摘要：针对某型柴油机的双平衡轴组件在可靠性试验中出现断轴、齿轮崩齿故障，通过断口分析和理化检测，认为这与强度、刚度及铸铝轴座热变形有很大关系。因此，提出了相应的优化方案，从强度、疲劳和变形等方面对其进行计算分析。结果表明：柴油机平衡轴的设计应考虑温度载荷的影响；加大平衡轴的轴径和圆角，并在平衡轴的平衡块中间加高中间加强筋能明显加强平衡轴的强度和刚度，同时平衡轴座材料由铸铝材料改用铸铁材料能明显减少热变形，有效解决平衡轴组件出现的断轴、崩齿故障。关键词：柴油机；双平衡轴；断轴；崩齿；强度；疲劳；热变形0前言随 着 内 燃 机 行 业 对 噪 声-振 动-声 振 粗 糙 度（NVH）的要求越来越高，发动机的振动噪声问题受到越来越多的关注，发动机的振动和噪声水平已成为衡量其综合性能的重要考评指标。直列 4 缸发动机二阶往复惯性力，以及由活塞拍击力和主轴承反力构成的力偶所产生的倾覆力矩，是发动机产生振动和噪声的重要激励源。国内外新开发的直列 4 缸发动机大多采用安装平衡轴的方式来消除或减弱二阶往复惯性力和倾覆力矩的激振作用，降低发动机整机的振动响应。高端发动机采用平衡轴 来 改 善 动 力 总 成 的 NVH 性 能 是 一 种 通 行 的方法1-5。直列 4 缸柴油机采用双平衡轴，能有效平衡二阶往复惯性力，减少振动，改善整机 NVH 性能。某款 3.0 L 排量的直列 4 缸轻型高速柴油机的双平衡轴组件基于轻量化需求，平衡轴座采用上、下轴座分体结构设计，材料均采用铸铝材料，平衡轴也进行了轻量化设计，但在台架可靠性试验运行至 50 h左右出现断轴、齿轮局部崩齿故障。对该柴油机的双平衡轴组件进行断口分析和理化检测，查找故障原因，并提出相应的优化方案，为同类型机组有效解决平衡轴组件出现断轴、崩齿等故障提供参考。1平衡轴原设计该双平衡轴组件装配于柴油机油底壳内，由曲轴上压装的驱动齿轮驱动，如图 1所示。双平衡轴组件示意图如图 2所示。该双平衡轴原设计基于轻量化设计，轴座采用了 ADC12 铸铝材料压铸，平衡轴材料为 45 钢，轴径为 18 mm，轴颈过渡圆角为 0.5 mm，轴座宽度为图 1双平衡轴装配示意图作者简介：董家枝（1971），男，本科，工程师，主要研究方向为柴油机新产品开发。设计开发第 4期董家枝，等：3.0 L直列 4缸柴油机双平衡轴的设计与优化26 mm，齿轮材料为 20 CrMnTi，齿宽 11 mm。平衡轴的主要结构如图 3所示。2故障分析平衡轴的故障实物如图 4和图 5所示。由图 4、图 5 可以看出：断轴部位为平衡块与轴颈过渡处，齿轮为局部崩齿。2.1故障断口分析故障件的材料理化正常，通过断口分析，可以看到轴颈疲劳裂纹从圆角过渡处起源，整个断口为旋转弯曲疲劳断裂，齿轮从齿根处靠下侧区域发生弯曲疲劳断裂，如图 6所示。2.2失效分析对双平衡轴原设计进行故障树分析法（FTA）分析，结果见表 1。2.3故障原因原设计中轴和齿轮的静强度安全系数与疲劳强度安全系数均符合设计要求，但是没有考虑热态下的变形影响。结合故障的理化和断口分析进行综合考虑，初判认为平衡轴组件的铸铝轴座热变形大，平衡轴轴径小（18 mm），在热态工作、离心力大的状况下，平衡轴刚度较弱，容易发生挠曲变形，使图 2双平衡轴组件示意图图 3平衡轴主要结构图 4断轴图 5齿轮局部崩齿图 6断口分析41第 6卷汽 车 与 新 动 力得轴的受力偏离正常状态。因此，从结构刚度、强度等最薄弱的部位，即圆角过渡处出现疲劳裂纹源，最终发生断裂；装在平衡轴上的齿轮也随之偏离正常位置，致使齿轮与曲轴齿轮仅局部区域啮合，出现偏载，在齿根部位出现疲劳源，最终发生崩齿故障。3优化方案设计基于上述分析，主要应对措施为减少平衡轴座在热态工况下的热变形影响，加强平衡轴薄弱部位的强度，提高疲劳强度安全系数。齿轮故障属于连带受害故障，不作为优化重点。本文提出了相应的优化方案，并对其进行计算对比和分析。具体方案为：平衡轴轴径由 18 mm 加大至 25 mm，轴颈长度由 26 mm 加长至 30 mm，轴颈过渡圆角半径由 0.5 mm 加大至 2.0 mm，加高平衡轴中间筋以加强刚度，去除齿轮离心块，如图 7所 示。轴 座 材 料 由 铸 铝 材 料 改 为 铸 铁 材 料（HT250），并将轴孔加大至 25 mm，加大轴座宽度至 30 mm，以配对平衡轴的装配尺寸更改，其余无变化。4计算模型和边界条件设定4.1计算模型采用 HyperMesh软件对螺栓进行网格划分，其他区域采用 SimLab 软件进行网格划分，计算模型零件采用 C3D10M 单元，并用 Abaqus 软件进行有限元建模及计算，有限元分析模型如图 8所示。4.2材料参数模型中各零件的材料特性见表 2。4.3边界条件及载荷设置模型边界条件和载荷设置如下：（1）平衡轴部件与机体紧固螺栓 M10 的拧紧力矩为 60 N m，上、下轴座紧固螺栓 M8 的拧紧力表 1双平衡轴故障分析故障模式平衡轴断裂齿轮崩齿一层原因轴强度不足轴刚度不足疲劳开裂齿强度不足齿轮疲劳啮合不良二层原因受力大离心力大交变力啮合力大交变力冷态间隙设计不合理热态啮合间隙异常三层原因设计静强度安全系数低挠曲变形圆角过渡处疲劳强度安全系数低设计静强度安全系数低齿根设计疲劳强度安全系数低轴挠曲变形大轴座热变形大四层原因铸铝轴座热变形大评判参数静强度安全系数疲劳强度安全系数静强度安全系数疲劳强度安全系数冷态间隙/mm标准值1.21.21.21.20.050.15实测值2.201.291.811.260.07判断安全风险安全安全安全安全风险风险图 7平衡轴优化结构示意图图 8有限元分析模型表 2各零件的材料特性零件平衡轴平衡轴轴座平衡轴轴座材料45钢HT250铸铝弹性模量/MPa2.061051.201057.00104泊松比0.300.270.33密度/（kg m3）7 8007 3002 70042第 4期董家枝，等：3.0 L直列 4缸柴油机双平衡轴的设计与优化矩为 40 N m。（2）超标定转速 25%的转速为 3 500 r/min，平衡轴转速是曲轴转速的 2倍。（3）温度载荷设置为：双平衡轴系统受到加热，模型温度按 120 施加。（4）评估系统强度时，载荷工况以温度、螺栓力矩、轴颈配合间隙、转速及平衡块方向维度进行组合，以机体前后分割面进行对称约束，上分割面进行全约束，加载齿轮力可通过耦合点约束平衡轴一端绕轴线的旋转来实现。（5）进行刚度分析时，为了得出平衡块向上、向下工况时的刚度差别，计算向下工况时在计算机辅助工程（CAE）模型中设置平衡块位于下方，计算向上工况时在 CAE 模型中将平衡轴模型绕其中轴线旋转 180，使得平衡块位于上方，再施加向上的离心力及其他载荷。5计算结果与分析5.1静强度计算结果利用 FEMFAT 软件的 Basic方法求解静强度，结果如图 9 所示。由图 9 可以看出：下轴座的最小静强度安全系数为 2.39，上轴座的最小静强度安全系数为 1.32，均符合要求（1.2），平衡轴最小静强度安全系数为 3.25，比原来提高 56.8%，因此轴座和平衡轴的静强度合格。5.2高周疲劳强度计算结果采用 FEMFAT 软件的 Basic 方法求解高周疲劳强度，结果如图 10所示。由图 10可以看出：下轴座的最小高周疲劳强度安全系数为 1.22，上轴座的最小高周疲劳强度安全系数为 1.21，均符合要求（1.2），因此判定轴座的高周疲劳强度合格。平衡轴的最小高周疲劳安全系数为 2.22，符合要求（1.2），因此平衡轴高周疲劳强度合格。5.3变形计算结果平衡轴的变形量为相对变形量，取平衡轴中心轴线上的节点在竖直方向的位移即为变形量。以无齿轮端的轴瓦中心为位移参考原点，其他点相对原点的位移即相对位移，数据起点设在有齿轮段的前端，如图 11 所示。则齿轮段中心位移为 11 mm，断轴的轴颈段中心位移为 36 mm，对这两处的相对变形量进行对比分析。向下工况时平衡轴的相对变形量见表 3。由表3 可以看出：原方案齿轮段中心最大相对变形量为0.035 mm，优化后为 0.018 mm，原方案轴颈段中心的最大变形量为 0.017 mm，优化后降为 0.008 mm，变形量明显减少。原方案和优化方案的变形特性曲线如图 12和图 13所示。图 9静强度计算结果43第 6卷汽 车 与 新 动 力向上工况时平衡轴的相对变形量见表 4。由表4 可以看出：原方案齿轮段中心最大相对变形量为0.022 mm，优化后为 0.018 mm，原方案轴颈段中心的最大变形量为 0.020 mm，优化后降为 0.008 mm，变形量减少，如图 14和图 15所示。5.4轴座受热下膨胀变形工作过程中，平衡轴座受热会发生膨胀变形，特别是铸铝轴座。取上、下轴座孔边缘节点在竖直图 10高周疲劳强度计算结果图 11轴位移示意图表 3向下工况时平衡轴的相对变形量 单位：mm轴III原方案相对变形量齿轮段中心0.0350.016轴颈段中心0.0170.011优化方案相对变形量齿轮段中心0.0180.010轴颈段中心0.0080.005图 12向下工况时原平衡轴的相对变形量图 13向下工况时优化方案平衡轴的相对变形量44第 4期董家枝，等：3.0 L直列 4缸柴油机双平衡轴的设计与优化方向上的位移，减去轴座与机体安装面参考节点的竖直位移（如图 16 所示），得到座孔在竖直方向上的相对变形量，铸铝轴座和铸铁轴座的平均相对变形量计算结果见表 5，表中负值表示位移向下。120 加载温度作用下铸铝轴座孔相对安装面变形量如图 17 所示。由图 17 可以看出：铸铝轴座在 120 下膨胀变形后单轴座向下位移为 0.0870.204 mm，上、下 轴 座 取 平 均 变 形 量 为 0.1320.161 mm。120 加载温度作用下铸铁轴座孔相对安装面位移如图 18 所示。由图 18 可以看出：铸铁轴座在120 下膨胀变形后单轴座向下位移为 0.0540.094 mm，上、下 轴 座 取 平 均 变 形 量 为 0.0670.080 mm，约为铸铝轴座的一半。表 4向上工况时平衡轴的相对变形量单位：mm轴III原方案相对变形量齿轮段中心0.0170.022轴颈段中心0.0150.020优化方案相对变形量齿轮段中心0.0180.009轴颈段中心0.0080.005图 14向上工况时原平衡轴的相对变形图 15向上工况时优化方案平衡轴的相对变形量图 16轴座孔位移取值点示意图表 5120 加载温度作用下轴座孔平均相对变形量轴座铸铝轴座铸铁轴座无齿轮端的平均相对变形量/mm轴0.1410.072轴0.1610.080齿轮端的平均相对变形量/mm轴0.1450.072轴0.1320.067膨胀系数2.21051.1105图 17120 加载温度作用下铸铝轴座孔相对安装面位移图 18120 加载温度作用下铸铁轴座孔相对安装面位移45第 6卷汽 车 与 新 动 力5.5计算结果分析强度计算结果汇总和平衡轴相对变形量见表 6和表 7。综上所述，平衡轴的相对变形量在平衡块向下工况时对比最明显，原方案中轴齿轮段中心最大相对变形量为 0.035 mm，改进后为 0.018 mm，变形量减小约一半。铸铝轴座在 120 时轴座的膨胀变形量为 0.1320.161 mm，铸铁轴座在 120 时轴座膨胀变形量为 0.0670.080 mm，铸铁轴座的膨胀变形量约为铸铝轴座膨胀变形量的一半。6试验验证通过上述对比研究，施加 120 的温度载荷后，铸铁轴座的热膨胀变形量明显比铸铝轴座的热膨胀变形量小，另外平衡轴加强后的相对变形量也明显减小，可明显改善变形累积导致的齿轮啮合偏位问题。综合分析认为，平衡轴组件改用铸铁轴座，平衡轴加大轴径和圆角并加高中间加强筋的方案可行。对按此方案改进的双平衡轴组件装机进行500 h的可靠性试验，试验顺利通过，并未发生故障问题，这也验证了所提方案的可行性。7结语该 3.0 L 直列 4 缸柴油机原设计计算未施加温度载荷，仅计算了静强度和高周疲劳强度安全系数，未考虑温度加载产生的变形影响，是产生轴断、崩齿故障的主要原因。因此，双平衡轴的设计应考虑温度载荷的影响。通过加大平衡轴的轴径和圆角，并在平衡轴的平衡块中间加高中间加强筋能明显加强平衡轴的强度和刚度，且施加 120 的温度载荷后，平衡轴的热变形量减小。但是施加 120 的温度载荷后，铸铝轴座的热变形量大，平均变形量与静态齿轮啮合的设计间隙相当；热态时变形量与设计间隙叠加，会对齿轮的啮合产生较大影响，导致齿根疲劳或齿轮冲击异常，进而出现崩齿等故障。因此，由齿轮啮合驱动的双平衡轴的轴座材料应慎用铸铝等热膨胀系数大的材料，改用铸铁材料能明显降低轴座热变形对齿轮啮合的影响。参考文献1 郑光泽,袁林.发动机连杆动力学特性对活塞拍击的影响分析J.汽车工程,2012,34(12):1119-1124.2 王琦,罗福强.高速往复式内燃机应用平衡轴降低振动和噪声综述J.江苏理工大学学报(自然科学版),2001,22(5):21-24.3 赵丕欢.柴油机平衡分析及平衡机构优化设计D.太原:中北大学,2009.4 李凤琴,郑光泽,艾晓玉.发动机双平衡轴系统 设 计 分 析 J.振 动 与 冲 击,2014.33(5):58-63.5 陈丹,李佑长,胡作武.采用双平衡轴对四缸柴油机的减振研究J.集美大学学报(自然科学版),2004,9(3):255-258.表 6强度计算结果零部件平衡轴上轴座下轴座参数疲劳强度安全系数静强度安全系数疲劳强度安全系数静强度安全系数疲劳强度安全系数静强度安全系数标准值1.21.21.2参数值原方案1.292.20优化方案2.223.251.211.291.221.32表 7平衡轴相对变形量单位：mm零部件轴 I轴 II轴座工况向上向下向上向下原方案相对变形量齿轮段中心0.0120.0350.0060.0160.1320.161轴瓦段中心0.0100.0170.0120.011优化方案相对变形量齿轮段中心0.0180.0180.0090.0100.0670.080轴瓦段中心0.0080.0080.0050.00546