黃燦銀

(湖南道依茨動力有限公司，湖南長沙 410100)

0 引言

動力總成系統(tǒng)的降本和降重問題一直是各大企業(yè)和研究機構(gòu)關(guān)注的重要課題。它直接關(guān)系到發(fā)動機的油耗，是整車經(jīng)濟性和動力性的關(guān)鍵指標(biāo)之一。在本課題中，針對某重型發(fā)動機進行了一系列零部件降重的專項攻關(guān)，主要涉及到缸體、曲軸系、齒輪室和飛輪殼等[1]。

1 有限元模型的建立

1.1 分析模型及組件

有限元模型的建立原則以分析目標(biāo)件為基礎(chǔ)，包括所有與該部件具有裝配關(guān)系、工作附屬關(guān)系，并對其模態(tài)和強度等有影響的部件[2]。在本課題的齒輪室仿真分析中，需要建立如圖1所示的部件，包括發(fā)動機缸體、齒輪室、飛輪殼和聯(lián)接螺栓等部件。另外，還需空壓機總成，油泵總成等附件的重量和質(zhì)心位置數(shù)據(jù)。

圖1 分析模型組件

1.2 有限元網(wǎng)格模型及零件材料屬性

在選擇分析模型后，對各個部件進行網(wǎng)格的離散化網(wǎng)格處理，形成能夠進行計算的有限元網(wǎng)格模型。網(wǎng)格劃分的原則：

1)重點關(guān)注的區(qū)域(倒角，加強筋和結(jié)構(gòu)過渡等易發(fā)生應(yīng)力集中區(qū)域)，其網(wǎng)格盡量細化；

2)其他區(qū)域或部件，可適當(dāng)增大網(wǎng)格尺寸;

3)對接觸區(qū)域，盡量使用相同節(jié)點密度的網(wǎng)格，以達到容易收斂，提高計算精度的目的[3]。

根據(jù)上述規(guī)則要求，對本課題研究的齒輪室進行分析，采用了4 mm的整體網(wǎng)格尺寸，對關(guān)鍵部件和區(qū)域細化采用2 mm的網(wǎng)格，最終形成了547 822個節(jié)點，345 877個二階改良型四面體單元(C3D10M)，離散的有限元模型如圖2所示。

圖2 離散的有限元模型

該分析任務(wù)所需要的材料主要包括QT300(發(fā)動機缸體)、Q235A(連接螺栓)和ZL114A(齒輪室和飛輪殼)相關(guān)材料的力學(xué)性能見表1。

表1 分析模型的材料屬性

1.3 載荷及邊界條件

齒輪室在實際運行工作中主要承受的載荷有：連接螺栓的螺栓軸向力，內(nèi)部齒輪的載荷力矩，飛輪殼疊加在其上的扭矩，此外還有整體的振動加速度載荷。其中各連接螺栓的軸向力根據(jù)螺栓的規(guī)格和擰緊力矩的大小計算得出[4]。連接螺栓的規(guī)格為M10 1.5，10.9級，安裝擰緊力矩為54 Nm至62 Nm。因此，可以計算其最小軸向力和最大軸向力分別為28 kN和43.2 kN(依據(jù)螺栓公稱直徑，擰緊力矩和摩擦系數(shù)：F=(M)/μD)。根據(jù)之前設(shè)計AVL李斯特公司給出的飛輪殼疊加在齒輪室安裝面上的力矩為46 kNm。整個系統(tǒng)(包括齒輪室，缸體，飛輪殼等部件)在6個自由度方向施加15 g的重力加速度載荷(該加速度為AVL推薦載荷)。定義柴油機前懸置支架與車架連接的螺栓孔區(qū)域和飛輪殼安裝在后懸置的螺栓孔為6個方向下的全約束邊界。

1.4 組件的相互關(guān)系

系統(tǒng)中各組件間的相互關(guān)系主要包括接觸關(guān)系，綁定關(guān)系，耦合關(guān)系等。其中接觸關(guān)系里，兩兩接觸面之間只存在很小的相對滑動，此時，ABAQUS在分析的開始就確定了從面節(jié)點和主面的哪一部分發(fā)生接觸，在整個分析過程中這種接觸關(guān)系不會再發(fā)生變化，因此，小滑移的計算代價小于有限滑移。constraint約束定義各個實體間的相互位置關(guān)系，以確定它們在裝配中的初始位置。因此，定義缸體與齒輪室，齒輪室與飛輪殼，螺栓頭與連接區(qū)域采用接觸相互關(guān)系，摩擦系數(shù)選取經(jīng)驗值0.15；螺栓桿與缸體為綁定約束關(guān)系；動力總成質(zhì)心位置與缸體切面及懸置支架，油泵總成與齒輪安裝面，空壓機質(zhì)心與安裝區(qū)域為coupling耦合關(guān)系。圖3為各零部的相互關(guān)系圖。

圖3 各零部件的相互約束關(guān)系

2 結(jié)果分析

2.1 應(yīng)力分析

圖4～圖7分別表示齒輪室在4種不同邊界條件下的應(yīng)力云圖。圖4為齒輪室在最大螺栓軸向力工況下的應(yīng)力云圖，從圖4可得出，在螺栓軸向力作用下，螺栓安裝搭子區(qū)域應(yīng)力水平較高，達到了241 MPa，超過了鑄鋁材料應(yīng)力強度許可的160 MPa。圖5表示齒輪室在最大螺栓軸向力+外加扭矩以及X方向加速度條件下的應(yīng)力云圖；圖6表示齒輪室在最大螺栓軸向力+外加扭矩以及Y方向加速度條件下的應(yīng)力云圖；圖7表示齒輪室在最大螺栓軸向力+外加扭矩以及Z方向加速度條件下的應(yīng)力云圖。圖5～圖7的應(yīng)力云圖表明，隨著扭矩和重力加速度載荷的添加，齒輪室搭子和齒輪過渡圓角區(qū)域的應(yīng)力明顯增大，最大的應(yīng)力分別達到了302 MPa、291 MPa和314 MPa。齒輪室的應(yīng)力分析表明，該齒輪室設(shè)計在強度方面不滿足設(shè)計要求，需要進行局部過渡圓角的加大，以期達到降低應(yīng)力水平的目的。

圖4 最大軸向力工況下應(yīng)力圖

圖5 軸向力+扭矩+X向加速度工況下應(yīng)力圖

圖6 軸向力+扭矩+Y向加速度工況下應(yīng)力圖

圖7 軸向力+扭矩+Z向加速度工況下應(yīng)力圖

2.2 疲勞安全系數(shù)

疲勞是金屬材料在交變應(yīng)力或應(yīng)變力作用下產(chǎn)生裂紋或失效[5]。AVL規(guī)范中定義疲勞安全系數(shù)大于1.1的情況為滿足設(shè)計的放行指標(biāo)，小于1.1的情況需要試驗驗證及需要整改的方案。圖8和圖9為齒輪室在循環(huán)載荷作用下的疲勞安全系數(shù)，從結(jié)果來看，齒輪室各過渡圓區(qū)域的疲勞安全系數(shù)小于1.0，最小為0.84。因此需要對齒輪部件進行重新設(shè)計，特別要求對過渡圓角進行加大處理。

圖8 齒輪室靠缸體側(cè)的疲勞安全系數(shù)

圖9 齒輪室靠飛輪側(cè)的疲勞安全系數(shù)

2.3 齒輪室安裝面的面壓

考察齒輪室接觸面的面壓是為了分析齒輪在擰緊時是否會發(fā)生松動。根據(jù)設(shè)計規(guī)范要求，在最小螺栓預(yù)緊力作用下的接觸背壓，必須大于1 MPa。圖10為齒輪室安裝面的面壓分析結(jié)果，從結(jié)果分析得知，在整個安裝面上大于1 MPa的區(qū)域呈現(xiàn)較好的連續(xù)性，因此可以判斷該安裝面的面壓能夠滿足要求。

圖10 齒輪室安裝面的接觸面壓

3 方案改進

根據(jù)前述的應(yīng)力過大和疲勞安全系數(shù)過小的問題，對齒輪室進行了重新加強優(yōu)化處理，主要對各搭子，連接部位進行加大圓角并添加加強筋的設(shè)計優(yōu)化，如圖11所示。

圖11 優(yōu)化方案示意圖

根據(jù)仿真計算的計算結(jié)果，在三維模型上進行優(yōu)化，主要是對疲勞安全系數(shù)較小的區(qū)域進行加強優(yōu)化，其中疲勞安全系數(shù)提高到了1.3，得到如圖12所示的優(yōu)化方案。

圖12 優(yōu)化后的齒輪室

鑄鐵齒輪室切換為鑄鋁后，齒輪室質(zhì)量由原來28.6 kg降低為18.4 kg，質(zhì)量降低了約10.2 kg。

4 試驗驗證

根據(jù)公司《重型發(fā)動機耐久性試驗大綱》的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范，將經(jīng)過優(yōu)化方案后的齒輪室樣件安裝到發(fā)動機上，采用AVL李斯特發(fā)動機臺架及設(shè)備，進行了500 h的可靠性耐久考核，如圖13所示。

圖13 發(fā)動機臺架耐久考核

最終拆機，仔細檢查未發(fā)現(xiàn)齒輪室有裂紋、斷裂的情況，同時其密封性能良好，如圖14所示。因此可以判斷該齒輪室的設(shè)計變更是滿足耐久條件下強度和疲勞等的技術(shù)要求。

圖14 對齒輪室進行拆機和檢查

5 結(jié)論

通過有限元方法模擬了原鑄鐵齒輪室設(shè)計變更為鑄鋁齒輪室后，在各種載荷條件下，分析了鑄鋁齒輪室的應(yīng)力水平、疲勞安全系數(shù)和安裝面壓。基于仿真結(jié)果對鑄鋁齒輪室進行局部優(yōu)化，對優(yōu)化后的鑄鋁齒輪室進行了柴油機臺架耐久試驗考核，驗證了優(yōu)化后的鑄鋁齒輪室滿足各項設(shè)計要求。以仿真與實驗相結(jié)合的方式，對齒輪室進行了材料方面的優(yōu)化，實現(xiàn)了對柴油機的降重目的。