柴油机曲轴的失效分析外文翻译资料

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柴油机曲轴的失效分析

Lucjan Witeka^[a], Feliks Stachowicza^[a], Arkadiusz Załęskib^[b]

a Rzeszow University of Technology,

Faculty of Mechanical Engineering and Aeronautics, 8 Powstancow Warszawy Ave., 35959 Rzeszow, Poland.

b MTU Aero Engines Polska, Tajecina 108, 36

002 Jasionka, Poland

摘要:本文对柴油机曲轴进行了失效、应力及模态分析。对损伤部位进行了目测观察，可以看出断口上有疲劳滩纹。电子扫描显微镜的研究结果表明，裂纹起源区存在细小裂纹。从受损的轴上切下了一部分试件用于接下来的实验研究。拉伸试验结果表明，曲轴用钢的力学性能在标准规定范围内。为了解释曲轴过早损坏的原因，本文采用了有限元法。首先建立了带连杆曲轴的数值模型。然后在轴承轴颈表面定义边界条件。为了模拟真实的发动机载荷，还定义了复杂的载荷工况。对曲轴模型进行了非线性应力分析，结果表明，发动机在最大功率工作时，高应力区位于裂纹源以外的另一个区域。这一结果为后续动力问题研究提供了理由。最后对曲轴进行了数值模态分析，得到了自由振动的固有频率和模态。结果显示，在二阶自由振动过程中，高应力区位于裂纹源区。研究结果表明，曲轴共振是导致早期失效的主要原因。

关键词:曲轴，模态分析，应力分析，疲劳失效

1. 引言

曲轴是活塞式发动机的关键部件。曲轴将动力从连杆传递到离合器上。在柴油机中，低速时扭矩增大，导致曲轴、活塞和连杆的配合应力过大。高应力幅值和不良的设计或生产缺陷会导致发动机部件的疲劳寿命降低。本文介绍了活塞式发动机曲轴的失效分析结果。Fonte .et al描述了一项有趣的拳击发动机曲轴断裂研究（2015年）。作者认为，曲轴的严重失效是由于钢支撑壳和底座桥设计不当造成的。潘迪（2003）对柴油机曲轴进行了失效分析。曲轴在发动机运转了300到700小时后损坏。分析表明，裂纹源于曲柄销腹板圆角区域，该区域应力水平较高。在卫直等人的研究中，对柴油机曲轴进行了失效分析。（2005年）。断裂发生在第二曲柄销和第二轴颈之间的区域。断口分析表明，疲劳是曲轴失效的主要机制。渗氮层的部分缺失可能是由于渗氮后的过度研磨造成的。Silva（2006）对两台柴油机曲轴进行了失效分析。发动机修理后，两个曲轴都在短时间内损坏。早期失效的主要原因是磨削工艺错误。曲轴的失效大多与曲柄销区断裂有关，该区域为临界区域。Heyes（1998）的工作描述了裂纹在不同区域萌生的研究。疲劳裂纹一般起源于油孔。在上述情况下，作者主要分析了静载荷。然而在发动机工作过程中，部件会受到高转速的影响。由于不平衡轴的旋转，动态负载作用于所有发动机部件。在Witek的报告（2014年，2016年）中指出，内燃机结构过早疲劳损坏可能是这种载荷导致的。本文研究的主要目的是解释柴油机曲轴失效的原因。这项工作的另一个目的是确定曲轴在发动机工作过程中的应力分布。本文同时模拟得出了曲轴在共振下的模态、频率和应力状态。

1. 目视检查损坏的曲轴

S-4003发动机曲轴在发动机运转约5500小时后，在4号曲柄销区域（图1和2a）断裂。S-4003是拖拉机自然吸气柴油机。发动机排量为3120 cm³。转速为2000rpm时，最大功率为33.12kw。通过目测检查可以在曲轴断裂处观察到典型的疲劳失效滩痕（图2b和图3a）。在裂纹萌生区的观察到，腐蚀产物未覆盖裂纹源。断裂处的局部表面腐蚀（图2b中的棕色）是由于失效后的曲轴长期存放在潮湿的空气中造成的。

图2a和2b显示裂纹源位于4号曲柄销的拐角处（圆角）。萌生的裂纹前沿呈圆形。在深大约10毫米处，油孔上的裂缝被分成两个单独的裂缝。油孔表面的裂纹向不同方向延伸。因此，裂纹在连接处有一个偏移。疲劳初期（约50%的截面面积）的断裂是光滑的，并在平面上延伸。在裂缝的中部有一个大的工艺孔。

疲劳过程的下一阶段（当裂纹接触到止动块时），观察到裂纹方向的突然变化（图2）。在损伤的最后阶段，断裂呈锯齿状，并有额外的径向线（图2b和图3a）。可见破裂带很小（约占横截面面积的10%）。这意味着只有很小的载荷振幅才能产生这种失效。断裂是高周疲劳（HCF）的特征。在将断裂放大后，在裂纹萌生区附近检测到小微裂纹（约150mu;m长）（图3b）。这意味着曲轴生产过程中产生的初始裂纹可以加速裂纹萌生过程。（一）

图3

3.受损曲轴材料力学性能的测定

在下一步的分析中，对曲轴进行了材料研究。为了测试真实的材料特性，需要在3 mm厚的试样上切割下一段轴段（位于4号曲柄销区域），使用线切割机进行了该操作。用Zwick-Roell拉力机对试样进行了拉伸试验。结果表明，该曲轴材料具有480mpa的屈服强度、758mpa的极限抗拉强度、207gpa的弹性模量、20.6%的总延伸率。真实应力的最大值（试样横截面积减小后）等于870MPa（图6）。从受损曲轴上切下的试样的张力图如图4所示。

分析曲轴由45号碳钢制成。这种钢（根据EN称为C45）含碳约0.42%-0.50%，通常用于机械工程（Multistalamp;Lohmann Corporation，2017）。在表1中，对曲轴材料的机械性能（基于拉伸试验结果）与45号钢的标准值进行了比较，从该表可以看出，曲轴材料的极限抗拉强度、屈服应力和弹性模量均在标准（DIN EN 10083-22017）规定的范围内。曲轴材料的总延伸率（=20.6%）仅略大于标准值(14-17%)。

表1 曲轴材料性质以及标准45钢力学性能

图4 曲轴切下试件的应力-应变图

4.曲轴型号、荷载和边界条件

利用Catia软件建立了曲轴的几何（3D）模型将模型导出到Abaqus程序中，并划分为有限元模型。曲轴模型（图5a）由52640个节点和242298个具有线性形状函数的正方体（TET-4）有限元组成（Abaqus用户手册，2014）。并在销圆角处将网格密集化。在图5a中还可以看到连杆的部分，它将活塞的载荷传递到曲轴上。通常认为曲轴材料（45号钢）应具有以下材料特性：弹性模量=207gpa，泊松比=0.3，密度=7800 kg/m3。

图5（a）曲轴的数值模型。设置边界条件（与离合器连接处）以及1号载荷（来自点火后1号气缸的活塞).(b)设置边界条件：主轴颈与曲柄销的作用面

曲轴边界条件的定义是一项非常复杂的工作。曲轴由五个轴承支撑且四个曲柄销与连杆相连（连杆从活塞传递负载）。套环的左表面与离合器相连（图5a）。在数值分析中，定义了所有边界条件。轴环的侧圆表面受到完全约束（TR=0，T=0，TZ=0，图5a）。在轴承轴颈I-V的圆柱面上，R（径向）方向上的位移等于0（图5b）。在曲柄销（1-4）和连杆（图5b）之间，设置了摩擦系数为0.05的主从接触。

表2 数值分析中设置在曲轴上的动载荷

本文定义了曲轴模型的复杂载荷情况。在初步步骤中，如表2所示定义了分离荷载。负载1-4与发动机工作期间作用在每个活塞上的最大力有关。这些力是由于燃油混合气点燃后废气的高压造成的。作用在活塞表面的最大压力（6.5兆帕）取自发动机的指示图（图6a）。当曲轴在上止点（TDC）后的位置alpha;=7^O时，出现最大力（图6）。活塞力（通过最大压力（6.5兆帕）和活塞直径（95毫米）乘积计算的值等于46.07千牛。

负载5（表2，离心力）与曲轴的转速和最大功率转速有关。为了计算离心力，定义了轴转速为n=2000rpm，旋转轴为Z（图5）和材料密度为7800kg/m³。考虑的发动机活塞质量为0.95 kg，而连杆质量为0.48 kg。负载6（表2） 与活塞和连杆段的惯性载荷有关（由上述两个元件的往复运动引起）。负载7是连杆旋转运动产生的惯性力。荷载5-7通过有限元计算得出。

图6（a）自然吸气柴油机S-4003指示图（b）柴油机工作时曲柄连杆位置

基于上述力的设置，在数值应力分析中定义了四种独立的载荷情况。第一个荷载工况（LC_1，表3） 由荷载1、5、6、7组成。这些负载作用在第一缸点火后的曲轴上。下一个载荷工况为气缸2、3和4点火后作用在曲轴上的力之和（曲轴角度为偏离TDC的位置7^O）。

表3 应力数值分析载荷情况设置

5.应力分析结果

利用Abaqus程序对曲轴进行了非线性应力分析。得到了曲轴在工作载荷作用下的应力分布。分析中考虑了最大主应力sigma;₁和等效应力。从疲劳角度来看，最大主应力是有趣的，因为拉伸应力对疲劳裂纹的萌生贡献最大。

对4号载荷情况（图7）进行的静态分析结果表明，最大主应力区sigma;₁位于4号轴承轴颈的圆角上（44.38mpa）。最大应力区不包括裂纹源区因为其中sigma;₁应力值相较小得多（26.6mpa，图7，表4）。

图7 曲柄单元最大主应力(sigma;₁)分布情况（Lc_4）(MPa)

表4结果显示，在作用载荷为载荷4的情况下，裂纹萌生区的应力值最高。LC_1、LC_2和LC_3临界（裂纹源）区的sigma;₁应力值完全相等，分别为8.1、8.3和16.4Mpa。较高的等效应力（根据Huber-Mises标准，表4）出现在载荷4的情况下，其值为21.2Mpa。结果表明，与材料的屈服应力（480mpa）相比，裂纹萌生区的应力值相对较低。

表4 最大主应力sigma;₁及曲轴裂纹萌生区等效应力大小

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