考虑变速器结构影响的曲轴计算分析.pdf

Calculation and Analysis of Crankshaft Considering theInfluence of Transmission StructureCHEN Chao;ZHENG Xiaofeng;ZHAO Shengquan;LU JingjingNingbo Jinzhou DLT Technologies CO.，LTD.(Ningbo,Zhejiang,315100,China)Abstract：The crankshaft in the transmission chain of the engine is simulated and analyzed.The influenceof stiffness,moment of inertia and bending moment of the crankshaft dual mass flywheel,clutch,transmis原sion spindle,transmission housing and oil pan on the simulation results are considered.Thus the model ofthe parts is reduced,the bush line is optimized,and the heat load,total pressure and rough contact pres原sure are reduced.The simulation results show that the minimum fatigue factor of crankshaft meets the de原sign requirements.Keywords：Drive chain;Crankshaft;Model reduction;Fatigue factor摘要：对某发动机传动链中的曲轴进行了仿真计算分析。考虑到曲轴后端双质量飞轮、离合器、变速器主轴、变速器壳体、油底壳等零部件刚度、转动惯量、弯矩对仿真计算分析结果产生影响，对零部件进行了模型缩减，优化了轴瓦型线，降低了热负荷、总压力及表面粗糙接触压力。仿真计算分析结果表明，曲轴最小疲劳因子满足设计要求。关键词：传动链曲轴模型缩减疲劳因子中图分类号：U464.12文献标识码：A文章编号：2095-8234（2024）01-0027-04考虑变速器结构影响的曲轴计算分析陈超郑晓丰赵胜权卢晶晶（宁波市鄞州德来特技术有限公司浙江宁波315100）作者简介：陈超（1984-），男，高级工程师，主要研究方向为车用发动机零部件结构强度疲劳、多体动力学、振动分析、发动机系统零部件设计、工艺、试验等。引言曲轴在运动过程中受到气体作用力、往复运动和旋转运动产生的惯性力及转矩和弯矩的影响，会产生疲劳应力和轴颈油膜压力。当疲劳应力及油膜压力过大时，会出现零件失效现象1。本文结合传动链的零部件结构和布置形式，对新设计的曲轴进行了有限元仿真计算分析。考虑到曲轴后端双质量飞轮、离合器、变速器主轴、变速器壳体、油底壳等零部件刚度、转动惯量及弯矩对仿真计算分析结果产生影响，在建立曲轴多体动力学模型时，对模型进行了缩减。1模型建立和边界条件设置1.1多体动力学模型的建立建立曲轴多体动力学模型时，曲轴通过自带autoshaft功能进行缩减，双质量飞轮采用专用的Dual_Mass_Flywheel模块，缸体、油底壳、变速器壳体等在建立有限元网格模型时进行缩减。曲轴多体动力学模型如图1所示。1.2有限元网格模型缩减因原始网格模型包含的零件较多，应用模态缩减分析理论2，采取质量-刚度矩阵等效处理方式进行模型缩减，可大大简化分析时间。考虑到模型连接小 型 内 燃 机 与 车 辆 技 术SMALL INTERNAL COMBUSTION ENGINE AND VEHICLE TECHNIQUE第53卷第1期圆园24年2月Vol.53 No.1Feb.2024小型内燃机与车辆技术第53卷特征及绘制网格的时间成本，对油底壳进行质心简化，曲轴与周边零件采用MPC（多点耦合）连接，缸套和轴瓦采用六面体网格绘制，变速器壳体、缸体采用大网格绘制。缸体上表面约束自由度123，缸套保留节点123，轴瓦径向内圈保留节点23，第3主轴瓦两止推端面保留节点1。有限元网格缩减模型如图2所示。1.3材料属性表1是曲轴仿真计算分析所用材料属性。1.4边界条件1.4.1机油温度、轴瓦参数边界条件机油牌号为0W-20，机油温度为140 益。轴瓦参数见表2。1.4.2载荷边界条件载荷边界条件为气体压力，最大爆发压力为11MPa。见图3。2计算分析结果2.1EHD分析结果本文通过EHD（Elasto-Hydro Dynamic，弹性流图1曲轴多体动力学模型表1曲轴仿真计算分析所用材料属性名称材料密度/（gmm-3）泊松比弹性模量/MPa曲轴42CrMo7.85e-90.30210 000连杆36MnVS47.850.30210 000缸体铝合金2.700.3370 000主轴承盖FC-0208-506.800.28130 000油底壳铝合金2.700.3370 000变速器壳体铝合金2.700.3370 000变速器主轴铝合金2.700.3370 000图2有限元网格缩减模型表2轴瓦参数轴瓦名称直径/mm有效宽度/mm平均间隙/mm主轴承轴瓦5417.80.029连杆轴承轴瓦4217.40.024图3载荷边界条件1210864200720180270360480540630曲轴转角/毅CA1 000 r/min1 350 r/min1 400 r/min2 000 r/min2 500 r/min3 000 r/min3 500 r/min4 000 r/min4 500 r/min5 000 r/min5 500 r/min6 000 r/min6 300 r/min90REVORadialSlider3AXBEAxialThrust3REVORadialSlider1F-T123-r1GearShaft1REVORadialSlider2RotSD1R-T123-r123ROTXREVORadialSlider4DMF_and_cluthDual_Mass_Flywheel1Joint2Joint1REVOREVOEHD2MainBearing5EHD2MainBearing4EHD2MainBearing3EHD2MainBearing2EHD2MainBearing1AXBEAxialThrust2PowerFAXBEAxialThrust1F-T123-r1CrankshaftREVOBigEnd1REVOBigEnd2REVOBigEnd3REVOBigEnd4F-T123-r1Conrod1F-T123-r1Conrod2F-T123-r1Conrod3F-T123-r1Conrod41221GUIDGuidLine1GUIDGuidLine2GUIDGuidLine3GUIDGuidLine4b）主视图a）轴测图28第1期体动力学）3计算来评价轴瓦的油膜总压力、表面粗糙接触压力、热负荷、摩擦功率损失、机油温度升高程度。评价指标见表3。表3中，APFL（Asperity Fri-ctionPowerLoss）为粗糙摩擦功率损失，TFLP（TotalFri-ction Power Loss）为总摩擦功率损失。本文对发动机转速为5 500r/min时第5主轴瓦进行EHD计算。油膜总压力分布计算结果如图4所示。表面粗糙接触压力计算结果如图5所示。轴瓦平均热负荷计算结果如图6所示。轴瓦摩擦功率损失计算结果如图7所示。图7中，Hydrodynamic Friction Power Loss为流体动力摩擦损失。轴瓦机油温度升高程度计算结果见表4。从图4耀图7以及表4可以得出，计算结果满足指标要求。2.2曲轴疲劳因子曲轴在弯曲、扭转载荷反复作用下，容易在轴颈圆角处产生应力集中，进而引起曲轴疲劳破坏4。本文中，第4缸连杆轴颈位于飞轮端附近，更容易产生疲劳破坏。在各转速的爆发压力作用下，曲轴各轴颈圆角处疲劳因子分布如图8所示。图8中，web表示曲柄臂块。从图8可以看出，在各转速的爆发压力作用下，表3评价指标名称评价指标油膜总压力/MPa约220表面粗糙接触压力/MPa约120/60（边缘/内部）平均热负荷/（N（mms）-1）约1 400摩擦功率损失比（AFPL/TFPL）/%约85机油温度升高/益约602001501005001 4402 1601 6201 8001 980Max Y atX110.518 1 864曲轴转角/毅CA8.96.94.92.90.9-1.1-3.1-5.1-7.1-9.1036090180270120100806040200图4油膜总压力分布轴瓦展开角/毅图8在各转速的爆发压力作用下曲轴轴颈圆角处疲劳因子分布3.02.52.01.51.01 0006 0002 0005 0003 0004 000转速/（rmin-1）web1web2web3web4web5web6web7web82001501005001 4402 1601 6201 8001 980Max Y atX110.518 1 8648.96.94.92.90.9-1.1-3.1-5.1-7.1-9.1036090180270120100806040200图5表面粗糙接触压力曲轴转角/毅CA轴瓦展开角/毅最大总压力/MPa表面粗糙接触压力/MPa陈超等：考虑变速器结构影响的曲轴计算分析8.96.94.92.90.9-1.1-3.1-5.1-7.1-9.10360901802701 2001 0008006004002000图6轴瓦平均热负荷平均热负荷/（N（mms）-1）轴瓦展开角/毅1 00075050025001 4402 1601 6201 8001 980图7轴瓦摩擦功率损失Total Friction Power LossAsperity Friction Power LossHydrodynamic Friction Power LossMean Y（int dX）220.96338.310 7182.653曲轴转角/毅CA表4轴瓦机油温度升高程度发动机转速/（rmin-1）MB机油流量/（Lmin-1）摩擦功率损失比（AFPL/TFPL）/%机油温度升高/益5 500MB50.6517.3411.45a）最大总压力随曲轴转角的变化关系b）最大总压力随曲轴瓦宽度的变化关系a）表面粗糙接触压力随曲轴转角的变化关系b）表面粗糙接触压力随轴瓦宽度的变化关系29小型内燃机与车辆技术第53卷2）所有的典型市区行车危险场景中，当危险出现时，驾驶人均能够迅速做出反应，感知-制动时间均值大多在1 s之内。3）市区道路行车，当驾驶人视线存在遮挡时，避险操作更为紧急；相反，当驾驶人视线良好时，大部分驾驶人能够及时发现危险并采取制动避险措施。4）由于本文研究的典型市区行车场景均为虚拟场景，且试验设备为驾驶模拟器，故驾驶人避险操作可能与真实行车环境存在一定差异性，后续可以考虑进行封闭试验场中的实车试验来对比结果差异性。参考文献1刘通，付锐，张士伟，等.车辆典型危险行驶状态识别与检测研究进展J.中国安全科学学报，2017，27（10）：32-37.2吴付威，王鑫，王畅.城市道路驾驶人横向避险特性研究J.中国安全科学学报，2018，28（8）：7-12.3CrundallD，UnderwoodG.Visualattentionwhiledriving:Mea原sures of eye movements used in driving research M/OL/PorterB E.Handbook of Traffic Psychology.2011:137-148.https:/ H，Dietmayer K.Driver intention inference with vehi原cle onboard sensors C/2009 IEEE International Conferenceon Vehicular Electronics and Safety(ICVES).IEEE,2010.7何长伟.基于车内状态的汽车驾驶行为识别与优化D.北京：清华大学，2014.8赵强.基于驾驶人风险感知时间的应急驾驶行为模型研究D.长沙：湖南大学，2014.9吴初娜.城市交通环境中驾驶人应激响应特性及最优避险策略研究D.西安：长安大学，2013.10 Bian H，Wang L，Zhao W，et al.Study on driver stress re原sponse ability on rural roads in China C/International Con原ference on Transportation Information&Safety.2013:1288-1296.11 Liu X，Bing W，Yi Z，et al.Analysis of speed characteristicsofurbanexpresswaysunderrainyconditionsC.2017IEEE 20thInternational Conference on Intelligent Transportation Systems（ITSC）.IEEE，2017.12 Dang R，Zhang F，Takae Y，et al.Braking characteristics ofChinese driver in highway and urban road J.IFAC Proceed原ings Volumes，2013，46(21):322-327.（收稿日期：2023-04-11）曲轴各轴颈圆角处疲劳因子均大于1.5，满足疲劳因子大于1.1的设计要求。在转速为4 500 r/min的爆发压力作用下，第4缸连杆轴颈圆角处疲劳因子分布如图9所示。从图9可以看出，第4缸连杆轴颈圆角处最小疲劳因子为1.514 500 r/min，满足疲劳因子大于1.1的设计要求。3结论对某发动机曲轴进行了仿真计算分析，得到如下结论：1）对发动机转速为5 500 r/min时第5主轴瓦进行了EHD计算。结果表明，第5主轴瓦的油膜总压力、表面粗糙接触压力、热负荷、摩擦功率损失、机油温度升高等均满足评价指标要求。2）在各转速的爆发压力作用下，曲轴各轴颈圆角处的疲劳因子均大于1.5，其中第4缸连杆轴颈圆角处最小疲劳因子为1.514 500 r/min，满足疲劳因子大于1.1的设计要求。参考文献1杨连生.内燃机设计M.北京：农业机械出版社，1981.2王勖成.有限单元法M.北京：清华大学出版社，2003.3魏立队，魏海军，段树林，等.船舶柴油机柔性曲轴与机体EHD耦合下振动研究J.哈尔滨工程大学学报，2017，38（2）：181-188.4刘保林.基于有限元子模型的曲轴强度及耐久性分析J.柴油机设计与制造，2011，17（3）：17-20.（收稿日期：2022-10-28）（上接第21页）图9第4缸连杆轴颈圆角处疲劳因子分布疲劳因子30.005.004.714.424.133.843.553.262.972.672.382.091.801.51min:1.5130