【优秀论文】北京汽车动力总成：某带平衡轴的发动机强度分析

本文来自：达索系统SIMULIA用户大会优秀论文

随着油耗法规日趋严格，开发混动车型及高性能低重量的发动机成为各大主机厂的研发趋势。混动车型需更为紧凑的发动机舱布置，因此小排量高性能三缸机是开发的热点。三缸机因为其自身布置及工作特点，其旋转惯性力矩及一、二阶往复惯性力矩均未平衡；而目前市场上1.2升及以上排量的三缸机普遍通过采用**衡轴设计来抵消往复惯性力矩，避免发动机及整车过大的振动，保证寿命的同时，提高发动机NVH性能，保障驾驶的舒适性和平顺性。

在某带平衡轴的三缸机研发过程中，平衡轴布置在缸体上。为保证平衡轴及缸体可靠性，需通过CAE仿真手段对其强度进行校核。

通过搭建发动机曲轴及平衡轴动力学模型，获取平衡轴及主轴承处载荷，并通过ABAQUS软件将其施加在缸体有限元模型上，对其疲劳强度进行分析。同时，搭建平衡轴有限元模型，校核其在高转速工况下强度是否满足材料要求。

在平衡轴设计中，平衡轴通过去耦式齿轮由曲轴直接驱动，安装在曲轴前端。平衡轴通过滚针轴承及深沟球轴承固定在缸体上。如图1所示。

使用EXCITE PU软件搭建曲轴系统动力学模型。曲轴通过SHAFTModeler生成，连杆通过Conrod Modeler生成。平衡轴通过齿轮连接副GGEA与曲轴连接，去耦式齿轮通过ROTX连接副模拟。如图2所示。

   

图1.  平衡轴布置

   

图2.EXCITE PU模型

通过动力学计算可获最大功率转速工况下随曲轴转角变化的平衡轴轴承载荷及主轴承载荷。滚针轴承载荷如图3所示，球轴承载荷如图4所示，主轴承载荷如图5所示。该载荷用于缸体强度分析。

   

图3.  滚针轴承载荷

   

图4.  深沟球轴承载荷

图5.  主轴承载荷

使用ABAQUS软件对平衡轴进行强度分析。在两轴承处分别施加约束，如图6所示。

图6.  平衡轴分析边界约束

工作状态下，平衡轴主要受旋转惯性力及螺栓装配载荷的影响。而齿轮啮合产生的载荷及扭矩传递相对较小，在分析中未进行考虑。有限元模型如图7所示。

图7.  平衡轴有限元模型

位移分析结果如图8所示，工作状态最大位移量为0.06mm。应力分析结果如图9所示，工作状态最大Mises应力为280MPa，远低于该材料屈服极限825MPa，满足使用要求。

   

图8.  位移分析结果

   

图9.  应力分析结果

有限元模型包括缸体、主轴承、轴瓦、滚针轴承及深沟球轴承外圈、主轴承盖螺栓、虚拟缸盖及缸盖螺栓。有限元模型如图10所示。

图10.  缸体有限元模型

为全面考虑平衡轴及主轴承载荷对缸体的综合影响，施加载荷时需每隔30°曲轴转角取值，并考虑主轴承载荷在+Y,+Z,-Y,-Z方向上最大时刻的工况。

分析工况如表1所示：

表1.  分析工况

其中装配载荷考虑最大的过盈量及螺栓预紧力，工作温度选用120℃，考虑高温下铝合金与钢制轴承/轴瓦的热膨胀效应。

对工况4-41进行高周疲劳，平衡轴轴承座疲劳分析结果见图11，缸体及主轴承盖疲劳分析结果见图12。

图11.  平衡轴轴承座疲劳结果

图12.  缸体及主轴承盖疲劳分析结果

高周疲劳分析最低安全系数分布在滚针轴承附近，主要由于此处承受较大的过盈装配载荷及交变的工作载荷，且由于布置原因壁厚仅为6mm。此处最低安全系数为1.15，满足设计要求。

球轴承安装孔处受主轴承载荷、平衡轴载荷、轴承过盈，主轴承止口过盈装配的综合作用，且球轴承载荷受齿轮啮合的影响较滚针轴承更大，为潜在的风险位置。经高周疲劳分析，此处的安全系数为4.17，远高于许用要求。

缸体主轴承分析最低安全系数一般出现在曲轴箱缸间通风孔附近。此处最低安全系数出现在第三主轴承，最低安全系数为1.45，满足要求。主轴承盖分析最低安全系数一般出现在螺栓安装平面附近。此分析最低安全系数出现在第四主轴承盖，最低安全系数1.16，满足设计要求。

1）本文联合动力学软件、ABAQUS及疲劳分析软件，针对平衡轴及其在缸体上的安装点进行了强度分析。分析结果显示，缸体及主轴承盖的强度满足使用要求。但缸体滚针轴承座附近安全系数偏低，为设计中的薄弱点，在后续耐久试验中需重点关注。

2）平衡轴本身主要承受惯性力，在6600RPM超速转速下最大应力约为280MPa，远低于材料屈服极限，设计余量较大，可以考虑使用更廉价的材料。

参考文献

1. 吴兆汉．内燃机设计[M].机械工业出版社.

2. 石亦平，周玉蓉．Abaqus有限元分析实例详解．机械工业出版社，2006．