載荷形式對(duì)V型柴油機(jī)機(jī)體疲勞壽命的影響

蘭銀在,王根全,李鵬,文洋,靳永標(biāo),張冬梅,趙振威

(中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400)

載荷形式對(duì)V型柴油機(jī)機(jī)體疲勞壽命的影響

蘭銀在,王根全,李鵬,文洋,靳永標(biāo),張冬梅,趙振威

(中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400)

以某V型柴油機(jī)機(jī)體為研究對(duì)象，對(duì)兩種載荷形式下機(jī)體疲勞試驗(yàn)方法進(jìn)行了研究，對(duì)比計(jì)算了兩種試驗(yàn)載荷加載方式下機(jī)體橫隔板的疲勞壽命分布。研究結(jié)果表明，橫隔板處的疲勞壽命分布基本相同，兩種載荷形式對(duì)機(jī)體橫隔板疲勞壽命的影響沒(méi)有顯著的差異。結(jié)合仿真結(jié)果，在實(shí)機(jī)試驗(yàn)中采取集中加載方式進(jìn)行了驗(yàn)證，為后續(xù)確定機(jī)體疲勞試驗(yàn)的加載方式和載荷大小提供了依據(jù)。

柴油機(jī)；機(jī)體；載荷；疲勞壽命；疲勞試驗(yàn)

隨著柴油機(jī)輕量化設(shè)計(jì)要求的提高和缸內(nèi)燃燒壓力的不斷增大，柴油機(jī)主要受力零部件的疲勞可靠性問(wèn)題受到越來(lái)越多的關(guān)注。在整機(jī)的開(kāi)發(fā)流程中，零部件試驗(yàn)驗(yàn)證是必不可少的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，一方面為發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)可靠運(yùn)行提供支撐，另一方面檢驗(yàn)零部件本身的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度能否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求[1-5]。機(jī)體臺(tái)架模擬試驗(yàn)是檢驗(yàn)其抗疲勞性能的一種有效手段。目前，機(jī)體疲勞試驗(yàn)的加載方式主要有兩種：第1種是施加分布載荷，即活塞位于上、下止點(diǎn)之間，其優(yōu)點(diǎn)是加載方式更接近于實(shí)機(jī)工作狀態(tài)，缺點(diǎn)是氣缸密封困難；第2種是在觸動(dòng)活塞上直接施加集中載荷，與第1種分布載荷相比，它對(duì)機(jī)體實(shí)際承受的載荷更簡(jiǎn)化，可能影響機(jī)體疲勞壽命的分布。孫耀國(guó)等研究了直列機(jī)型的載荷形式對(duì)機(jī)體局部疲勞壽命的影響[6]。對(duì)于V型柴油機(jī)，整機(jī)斷裂失效主要發(fā)生在橫隔板處，因此，機(jī)體橫隔板是疲勞壽命的重要考察部位。

本研究通過(guò)數(shù)值仿真方法在兩種工況、兩種載荷形式下得到了V型柴油機(jī)機(jī)體的應(yīng)力分布，據(jù)此評(píng)估了機(jī)體橫隔板疲勞壽命的大小。通過(guò)電測(cè)試驗(yàn)進(jìn)行了應(yīng)力驗(yàn)證，同時(shí)與機(jī)體部件試驗(yàn)相結(jié)合對(duì)橫隔板疲勞壽命進(jìn)行了分析、驗(yàn)證。

1 分析模型的建立

研究對(duì)象為V型12缸柴油機(jī)，每缸的結(jié)構(gòu)形式基本相同，如果采用整體結(jié)構(gòu)，會(huì)因規(guī)模龐大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜造成有限元計(jì)算困難，計(jì)算量將非常大，耗時(shí)較長(zhǎng)，計(jì)算成本增加?？紤]到兩側(cè)氣缸是對(duì)稱(chēng)設(shè)計(jì)，且橫隔板失效只是在機(jī)體局部范圍，同時(shí)柴油機(jī)工作時(shí)基本是一個(gè)自平衡系統(tǒng)，為減少計(jì)算量，將機(jī)體橫隔板和主軸承蓋從整機(jī)中選出進(jìn)行建模計(jì)算。取兩側(cè)缸且取一個(gè)整缸帶兩個(gè)半缸作為研究對(duì)象，重點(diǎn)關(guān)注橫隔板部位的疲勞壽命，此部分劃分相對(duì)較細(xì)的網(wǎng)格。綜合計(jì)算性能和收斂性結(jié)果檢查，選用的全局網(wǎng)格尺寸為15 mm，橫隔板網(wǎng)格尺寸為5 mm。整個(gè)網(wǎng)格模型共劃分1 557 263單元，2 666 259個(gè)節(jié)點(diǎn)。有限元模型見(jiàn)圖1。

圖1 機(jī)體有限元分析模型

2 邊界條件

位移邊界條件主要包括機(jī)體、氣缸蓋、曲軸、主軸承蓋的剛體位移約束,機(jī)體、氣缸蓋、氣缸套、氣缸墊、曲軸的對(duì)稱(chēng)面位移約束。對(duì)于由機(jī)體、氣缸蓋、氣缸墊等組成的組合結(jié)構(gòu)及由機(jī)體、曲軸、主軸承蓋等組成的組合結(jié)構(gòu)，在氣缸蓋螺栓和主軸承螺栓預(yù)緊力的作用下，裝配結(jié)合面上都有接觸效應(yīng)。模型中建立了機(jī)體與氣缸蓋小滑移接觸對(duì)、機(jī)體與氣缸墊小滑移接觸對(duì)、機(jī)體與曲軸間隙配合、機(jī)體與主軸承蓋小滑移接觸對(duì),預(yù)緊螺栓與氣缸蓋和機(jī)體均是綁定連接，其中接觸面間初始摩擦因數(shù)取0.15[7]。在計(jì)算時(shí)程序根據(jù)接觸狀態(tài)自動(dòng)在接觸面上建立單元，傳遞作用力。

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，載荷邊界條件主要考慮的作用力有：缸蓋螺栓預(yù)緊力186 kN，主軸承螺栓預(yù)緊力186 kN，橫拉螺栓預(yù)緊力90 kN；氣體燃燒壓力20 MPa；標(biāo)定工況下連桿往復(fù)慣性力28 390 N，連桿力334 812 N，活塞側(cè)壓力27 052 N。

機(jī)體各組成部件的材料參數(shù)及力學(xué)性能見(jiàn)表1[7]。

表1 計(jì)算模型的物理參數(shù)

3 機(jī)體應(yīng)力分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1有限元計(jì)算結(jié)果

本研究重點(diǎn)考察了兩種載荷、兩種工況形式下機(jī)體橫隔板應(yīng)力值?？疾靺^(qū)域見(jiàn)圖2。1區(qū)、2區(qū)為左側(cè)主軸承螺栓根部，3區(qū)、4區(qū)、5區(qū)為主油道與隔板相交處，6區(qū)、7區(qū)為右側(cè)主軸承螺栓根部。應(yīng)用有限元分析軟件Ansys Workbench分別計(jì)算了分布載荷在預(yù)緊工況和標(biāo)定工況下的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力，集中載荷在預(yù)緊工況和標(biāo)定工況下的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力。

圖2 機(jī)體橫隔板危險(xiǎn)點(diǎn)位置編號(hào)示意

預(yù)緊工況下，分布載荷和集中載荷的最大主應(yīng)力在對(duì)應(yīng)點(diǎn)的最大差值小于等于15%，即2.5 MPa；分布載荷和集中載荷的最小主應(yīng)力在對(duì)應(yīng)點(diǎn)的最大差值小于等于7%，即1.2 MPa。標(biāo)定工況下，分布載荷和集中載荷的最大主應(yīng)力在對(duì)應(yīng)點(diǎn)的最大差值小于等于16%，即0.4 MPa；分布載荷和集中載荷的最小主應(yīng)力在對(duì)應(yīng)點(diǎn)的最大差值小于等于15%，即0.2 MPa。

3.2機(jī)體橫隔板應(yīng)力測(cè)量

根據(jù)機(jī)體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，對(duì)照有限元仿真分析結(jié)果，在機(jī)體第二橫隔板布置7個(gè)應(yīng)變花，布片位置見(jiàn)圖3。采用應(yīng)變花測(cè)量了第二橫隔板的應(yīng)力值，缸內(nèi)加載20 MPa液壓力。仿真值和實(shí)測(cè)值的對(duì)比見(jiàn)圖4至圖11。

圖3 機(jī)體橫隔板應(yīng)力測(cè)量位置

圖4 分布載荷預(yù)緊工況機(jī)體最大主應(yīng)力

圖5 集中載荷預(yù)緊工況機(jī)體最大主應(yīng)力

圖6 分布載荷爆發(fā)工況機(jī)體最大主應(yīng)力

圖7 集中載荷爆發(fā)工況機(jī)體最大主應(yīng)力

圖8 分布載荷預(yù)緊工況機(jī)體最小主應(yīng)力

圖9 集中載荷預(yù)緊工況機(jī)體最小主應(yīng)力

圖10 分布載荷爆發(fā)工況機(jī)體最小主應(yīng)力

圖11 集中載荷爆發(fā)工況機(jī)體最小主應(yīng)力

從圖4至圖11中可以看出，預(yù)緊工況和標(biāo)定工況，兩種載荷實(shí)測(cè)值和仿真值變化趨勢(shì)一致。無(wú)論是預(yù)緊工況還是標(biāo)定工況，對(duì)應(yīng)集中載荷的最大主應(yīng)力值較分布載荷的最大主應(yīng)力值偏大，數(shù)值小于3 MPa。對(duì)應(yīng)集中載荷的最小主應(yīng)力值與分布載荷的最小主應(yīng)力值基本相當(dāng)，數(shù)值小于1 MPa。同時(shí)，載荷形式對(duì)機(jī)體橫隔板應(yīng)力變化影響不顯著，仿真值與計(jì)算值誤差小于等于2.1 MPa，滿(mǎn)足工程設(shè)計(jì)要求。

4 機(jī)體疲勞壽命分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1機(jī)體疲勞壽命評(píng)估

機(jī)體疲勞壽命分析主要包括三部分：機(jī)體靜強(qiáng)度計(jì)算模型FEA-model、機(jī)體所受各載荷的載荷譜、機(jī)體材料的S-N曲線，具體流程見(jiàn)圖12。

圖12 機(jī)體疲勞仿真流程

本研究選用了Miner線性累積損傷理論[8-11]，該理論認(rèn)為在使用中一個(gè)給定的應(yīng)力水平所消耗的疲勞壽命是該應(yīng)力水平作用的循環(huán)次數(shù)與該應(yīng)力水平作用到破壞所允許的次數(shù)比(見(jiàn)圖13)，多級(jí)應(yīng)力水平作用時(shí)，各級(jí)損傷比之和即為疲勞損傷，當(dāng)該值達(dá)到1時(shí)，即為損傷破壞。

(1)

式中：ni為每次運(yùn)行中某種循環(huán)的循環(huán)次數(shù)；Ni為第i個(gè)應(yīng)力水平在P-S-N曲線上的疲勞壽命；k為分解出的循環(huán)種類(lèi)數(shù)。

則零件可以承受的總周期數(shù)為

(2)

零件的疲勞壽命為

(3)

由于Miner線性累積損傷理論沒(méi)有考慮載荷譜中各級(jí)載荷之間的相互影響,它不能計(jì)及低于疲勞極限的低應(yīng)力所造成的損傷，也不能計(jì)及應(yīng)變硬化等因素。因此，用線性累積損傷理論來(lái)估算疲勞壽命，其結(jié)果可能是保守的，也可能是不安全的，而且有時(shí)可能相差很大。因此，用這種累積損傷理論計(jì)算的疲勞壽命只能稱(chēng)為“估算”的疲勞壽命。

對(duì)于柴油機(jī)機(jī)體，為了使估算的疲勞壽命更符合實(shí)際情況，本研究把線性累積損傷理論的疲勞壽命寫(xiě)成：

(4)

(5)

顯然，它是在Miner的表達(dá)式上乘以一個(gè)修正因子b，計(jì)算中b取0.3[11]。

圖13 疲勞損傷線性積累示意

將兩種載荷、兩種工況下應(yīng)力計(jì)算后的機(jī)體模型導(dǎo)入有限元疲勞分析軟件Femfat中，根據(jù)確定的材料參數(shù)，以實(shí)際疲勞試驗(yàn)加載過(guò)程中正弦信號(hào)作為疲勞計(jì)算的載荷-時(shí)間歷程，分別計(jì)算橫隔板的疲勞壽命，結(jié)果見(jiàn)圖14和圖15。從計(jì)算結(jié)果可知，分布載荷和集中載荷的疲勞壽命結(jié)果基本一致。對(duì)比表2中兩種載荷作用下的疲勞壽命值可知，兩者壽命分布和趨勢(shì)基本處于同一位置，兩種載荷對(duì)于機(jī)體疲勞壽命的影響規(guī)律是一致的。

圖14 分布載荷機(jī)體橫隔板疲勞壽命分布

圖15 集中載荷機(jī)體橫隔板疲勞壽命分布

節(jié)點(diǎn)號(hào)分布載荷壽命/次集中載荷壽命/次816721．03E+121．09E+125831323．71E+113．83E+114225111．71E+081．69E+081823641．58E+081．61E+08254469．18E+078．7E+075285271．24E+101．21E+108606571．39E+081．41E+08

4.2機(jī)體疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證

機(jī)體疲勞試驗(yàn)采用INSTRON電液伺服試驗(yàn)加載系統(tǒng)(見(jiàn)圖16)，采用集中載荷加載，期望安全系數(shù)為1.5，載荷增量為標(biāo)定載荷的30%，即26 MPa，試驗(yàn)的等效缸內(nèi)最高燃燒壓力為26 MPa，加載波形為正弦波，試驗(yàn)頻率為30 Hz，相位差為180°，按照無(wú)限壽命設(shè)計(jì)原則確定循環(huán)次數(shù)為2.5×107。

機(jī)體完成2.5×107次疲勞考核后，拆檢機(jī)體，橫隔板無(wú)宏觀裂紋及損傷。疲勞試驗(yàn)后進(jìn)行滲透檢查，機(jī)體橫隔板完好，無(wú)微觀裂紋及損傷，認(rèn)為該機(jī)體結(jié)構(gòu)滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，同時(shí)也驗(yàn)證了仿真分析施加邊界條件的正確性。

圖16 機(jī)體橫隔板疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證

5 結(jié)論

a) 在預(yù)緊和標(biāo)定工況下，通過(guò)電測(cè)試驗(yàn)測(cè)試表明，載體形式對(duì)機(jī)體橫隔板應(yīng)力變化影響不顯著，在最高燃燒壓力20 MPa下，最大主應(yīng)力值差值最大不超過(guò)2.5 MPa，最小主應(yīng)力值差值最大不超過(guò)2 MPa;

b) 對(duì)于以機(jī)體橫隔板為重點(diǎn)考察部位的疲勞試驗(yàn)，集中載荷和分布載荷兩種加載方式對(duì)該部位應(yīng)力的確定和疲勞壽命的評(píng)估無(wú)顯著差異，因此，可以認(rèn)為兩種加載方式是等效的；

c) 由疲勞壽命預(yù)測(cè)結(jié)果可知，機(jī)體橫隔板最危險(xiǎn)區(qū)域壽命均超過(guò)2.5×107次，認(rèn)為該機(jī)體在工作情況下是符合設(shè)計(jì)要求的，這與部件臺(tái)架疲勞試驗(yàn)結(jié)果一致；

d) 由機(jī)體疲勞壽命云圖可知，橫隔板在大部分

位置的安全裕度很大，建議對(duì)這些區(qū)域進(jìn)行進(jìn)一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化，一方面提高機(jī)體的經(jīng)濟(jì)性，另一方面降低機(jī)體的質(zhì)量。

[1] 馬玉生，王宇燕，侯岳，等.高速大功率柴油機(jī)箱體橫隔板強(qiáng)度研究[J].車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)，2002(1):22-24.

[2] 胡蓉蓉，佟宇，袁爽，等.發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸體疲勞試驗(yàn)研究[J].車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)，2012(6):69-71.

[3] 姚利明，張小杰，廖日東.柴油機(jī)機(jī)體橫隔板斷裂失效分析[J].計(jì)算機(jī)仿真，2007(6):291-295.

[4] 鄭康，郝志勇，張煥宇，等.柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度分析與主軸承座疲勞壽命預(yù)測(cè)[J].汽車(chē)工程，2013,35(4):358-363.

[5] 楊連生．內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：中國(guó)農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社，1984.

[6] 孫耀國(guó),杜海明,俞小莉.載荷形式對(duì)機(jī)體局部疲勞壽命影響的仿真研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2011,32(4):52-55.

[7] 蘭銀在,王根全,周海濤.氣缸密封性能的非線性接觸分析[J].潤(rùn)滑與密封，2012(7)：60-63.

[8] 吳富民．結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度[M].西安：西北工業(yè)大學(xué)出版社，1985．

[9] 徐灝．安全系數(shù)與許用應(yīng)力[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1981．

[10] 趙少卡，王忠保.疲勞設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1992.

[11] 李舜酩.機(jī)械疲勞與可靠性設(shè)計(jì)[M].北京：科學(xué)出版社，2006．

EffectsofLoadFormonCylinderBlockFatigueLifeofV-TypedDieselEngine

LAN Yinzai,WANG Genquan,LI Peng,WEN Yang,JIN Yongbiao,ZHANG Dongmei，ZHAO Zhenwei

(China North Engine Research Institute(Tianjin),Tianjin 300400,China)

For the cylinder block of V-typed diesel engine, the fatigue test methods of two load forms were researched and the bulkhead fatigue life distribution was calculated and compared. The results show that the fatigue life distributions at bulkhead are hardly affected by different load forms. The bench test was further conducted by centralized loading to verify the result, which provided the reliable reference for loading method of future fatigue test.

diesel engine；cylinder block;load;fatigue life;fatigue test

2016-12-19;

2017-10-17

國(guó)防科技“十三五”重點(diǎn)預(yù)研項(xiàng)目(30105080301)

蘭銀在(1980—)，男，副研究員，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與可靠性評(píng)估；lyz033@126.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.05.008

TK413.1

B

1001-2222(2017)05-0039-05

[編輯: 李建新]