楊國樂，薛冬新，王洪峰，殷玉龍

(1.大連理工大學(xué) 能源與動力學(xué)院，遼寧 大連 116024；2.大連中車柴油機有限公司，遼寧 大連 116022)

0 引言

作為柴油機的一個重要部件，凸輪軸箱不僅為柴油機的換氣機構(gòu)提供一個安全可靠的運行環(huán)境，減少凸輪軸所受磨損，同時還將眾多部件聯(lián)系在一起，對柴油機整體運行的平穩(wěn)性、異響等性能指標(biāo)產(chǎn)生重要的影響[1-4]。機車的運行環(huán)境復(fù)雜，隨著柴油機性能的不斷增強，凸輪軸箱要在高溫環(huán)境下安全可靠地運行，必須滿足一定的強度與剛度要求[5-8]，同時還要保證在高溫環(huán)境下不產(chǎn)生較大的變形，以確保各零部件間不會產(chǎn)生擠壓。因此在柴油機的開發(fā)階段，利用仿真技術(shù)對柴油機各部件進行動態(tài)響應(yīng)的分析非常重要，也很有必要。仿真分析可提升設(shè)計質(zhì)量，縮短研發(fā)周期，在工程應(yīng)用領(lǐng)域具有一定的現(xiàn)實意義[9-12]。

本文中針對某6缸直列式柴油機的結(jié)構(gòu)特點，采用有限元分析方法，對凸輪軸箱與機體的裝配體進行穩(wěn)態(tài)溫度場分析和熱-機耦合分析，得到了凸輪軸箱在高溫下的形變及應(yīng)力云圖，結(jié)合強度校核，提出相應(yīng)的改進方案。

1 有限元模型的建立

1.1 凸輪軸箱與機體裝配體模型

圖1 裝配體實體模型

以某機車用6缸直列式柴油機的凸輪軸箱作為研究對象，考慮到僅對凸輪軸箱進行有限元分析可能會使凸輪軸箱本身約束過度，造成應(yīng)力結(jié)果誤差過大而與實際情況不符，因此對凸輪軸箱與機體的裝配體進行分析。根據(jù)圖紙，在Creo中對凸輪軸箱和機體進行裝配。柴油機凸輪軸箱與機體結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，在建立實體模型過程中，考慮到后期網(wǎng)格劃分和有限元模型的計算時間，對機體模型進行適度的簡化和調(diào)整(簡化后的實體模型如圖1所示)，主要包括：

1)忽略對強度分析影響不大的倒角和鑄造圓角。

2)填補凸輪軸箱各部件間的焊接縫隙。

3)將凸輪軸箱與機體間的預(yù)緊螺栓孔簡化為圓柱孔。

1.2 凸輪軸箱與機體有限元模型

圖2 裝配體有限元網(wǎng)格劃分模型

將簡化之后的機體實體模型導(dǎo)入到Ansys Workbench中，為材料定義屬性，鑄造機體使用的材料為QT550-6，凸輪軸箱使用的材料為鋁合金6061-T6。使用四面體單元對裝配體進行網(wǎng)格劃分，其中對于凸輪軸箱進行了細化。網(wǎng)格劃分共計1 942 473個節(jié)點，1 123 735個單元，如圖2所示。劃分的網(wǎng)格質(zhì)量比較理想，經(jīng)檢驗滿足計算要求。

2 凸輪軸箱與機體的穩(wěn)態(tài)溫度場分析

柴油機在工作過程中，燃料燃燒產(chǎn)生的熱能傳遞給機體，使機體產(chǎn)生很高的溫度，由于凸輪軸箱是通過螺栓連接在機體上，因此凸輪軸箱同樣承受著較高的溫度，并且凸輪軸箱上方受到廢氣總管的熱輻射產(chǎn)生高溫，因此需要檢驗和確保凸輪軸箱在惡劣條件下能夠正常工作。

2.1 熱邊界條件的確定

圖3 凸輪軸箱與機體的熱邊界條件

采用第3類邊界條件對凸輪軸箱與機體裝配體的溫度場進行計算，即應(yīng)用外界環(huán)境的溫度和對流換熱系數(shù)來計算其溫度場分布[13]?？紤]到主要分析對象為凸輪軸箱，機體整體的溫度場分布較復(fù)雜，整體溫度和換熱系數(shù)的變化頻率非常快且其內(nèi)部溫度場分布對凸輪軸箱的分析結(jié)果影響較小，因此假定凸輪軸箱與機體的溫度場為穩(wěn)態(tài)[14]。施加的邊界條件如圖3所示,根據(jù)該柴油機的工作情況，設(shè)置機體溫度(圖中A點)為90 ℃，為額定工況下機體與凸輪軸箱接觸處的溫度，廢氣總管對凸輪軸箱的輻射溫度(圖中D點)為107 ℃，環(huán)境溫度(圖中C點)為40 ℃，表面對流換熱系數(shù)為0.05 kW/(mm2·℃)。

2.2 凸輪軸箱溫度場計算結(jié)果與分析

將各個熱邊界條件施加到凸輪軸箱與機體上，利用有限元軟件對機體進行溫度場分析，由于主要分析對象為凸輪軸箱，因此在分析中隱藏視圖中機體部分，只查看凸輪軸箱的溫度場結(jié)果，圖4為凸輪軸箱溫度場的分布云圖(圖中單位為℃)。由圖4可知，凸輪軸箱的最高溫度出現(xiàn)在受到廢氣總管熱輻射的表面，為107 ℃，最低溫度出現(xiàn)在凸輪軸箱的側(cè)面，為75.85 ℃。

a)面向z軸方向 b)背向z軸方向圖4 凸輪軸箱溫度場分布云圖

3 凸輪軸箱熱應(yīng)力分析

凸輪軸箱頂部的凹槽處與氣缸蓋配合連接，配合連接處y軸方向上存在一個2.4 mm的間隙，限制了其在y軸方向上的變形，對其進行熱應(yīng)力分析查看其頂部凹槽處在y軸方向上的變形情況來確定氣缸蓋施加的約束，并查看凸輪軸箱的應(yīng)力分布情況。

圖5 機體底部約束的施加

3.1 邊界條件確定

在柴油機的實際工作過程中，機體是固定在車架上的，因此將固定約束添加到柴油機機體底部橫板上。約束的施加如圖5所示。

3.2 熱應(yīng)力分析

在求得凸輪軸箱與機體的溫度場后，將溫度場作為載荷施加到裝配體上進行有限元分析，得到凸輪軸箱熱變形分布云圖如圖6(圖中單位為mm)，凸輪軸箱熱應(yīng)力分布云如圖7(圖中單位為MPa)，其頂部在y軸方向上的熱變形如圖8所示(圖中單位為mm)。

圖6 凸輪軸箱熱變形分布云圖 圖7 凸輪軸箱熱應(yīng)力分布云圖

圖8 凸輪軸箱y軸方向上熱變形量分布云圖

由圖7可見，凸輪軸箱最大熱變形量出現(xiàn)在其頂部左數(shù)第2孔處附近，為3.418 4 mm，y軸方向上最大熱變形為3.269 mm，出現(xiàn)在其頂部第2、3孔之間。由2個變形云圖可以發(fā)現(xiàn)，凸輪軸箱在y軸方向上的變形很大，與整體變形相接近，表明凸輪軸箱的變形主要在y軸方向上，原因是凸輪軸箱底部的螺栓限制了其他方向上的變形。

由圖8可以發(fā)現(xiàn)，凸輪軸箱整體所受應(yīng)力較小，凸輪軸箱所受的最大應(yīng)力為848.44 MPa，出現(xiàn)在凸輪軸箱的底部與機體相連接的螺栓孔處，由于此處施加了綁定接觸，因而此應(yīng)力集中不在考慮范圍，但是在凸輪軸箱右側(cè)弧形板以及側(cè)板的端角處存在較大的應(yīng)力，最大為168.76 MPa，這是由于該處受溫度載荷的影響，整體呈現(xiàn)向上的膨脹變形，凸輪軸箱向兩端產(chǎn)生變形，但是由于其右側(cè)及弧形板處受到了底部螺栓的約束，限制了其在各個方向上的變形，因而會在該處產(chǎn)生一個向外的擠壓變形，產(chǎn)生了較大的應(yīng)力。

4 凸輪軸箱熱-機耦合應(yīng)力分析

熱-機耦合是指固體與熱流體介質(zhì)之間發(fā)生交互作用的情況，主要應(yīng)用于固體結(jié)構(gòu)受到流場、溫度場以及機械載荷或約束共同作用的場合[15-16]。凸輪軸箱不僅受溫度載荷的作用，還受螺栓預(yù)緊力以及氣缸蓋與頂部凹槽處2.4 mm間隙的約束，當(dāng)凸輪軸箱沿y軸方向變形達到2.4 mm時受到約束，而其他方向上并沒有限制，因此需要對凸輪軸箱頂端y軸方向上變形大于2.4 mm的連接處施加位移約束。

圖9 裝配體的邊界條件

4.1 邊界條件確定

通過模擬仿真分析，在凸輪軸箱的頂部左數(shù)第2、3孔施加位移約束后滿足實際的工作條件。根據(jù)相關(guān)的技術(shù)手冊和相關(guān)公式算得氣缸蓋螺栓預(yù)緊力為36 kN，施加在凸輪軸箱的螺栓孔上，之后對凸輪軸箱進行仿真運算，邊界條件如圖9所示。

4.2 凸輪軸箱熱-機耦合計算結(jié)果與分析

圖10～13分別為通過熱-機耦合分析后，施加氣缸蓋約束和螺栓預(yù)緊力后的總變形以及x、y、z方向的變形云圖(圖中單位為mm)，圖14為凸輪軸箱的應(yīng)力分布云圖(圖中單位為MPa)。

圖10 凸輪軸箱總變形分布云圖 圖11 凸輪軸箱x方向變形分布云圖

圖12 凸輪軸箱y方向變形分布云圖 圖13 凸輪軸箱z方向變形分布云圖

圖14 凸輪軸箱應(yīng)力分布云圖

由圖10～13可以發(fā)現(xiàn)，凸輪軸箱最大變形量出現(xiàn)在其頂部左數(shù)第1孔附近，為2.838 9 mm；x軸方向上凸輪軸箱整體向兩端產(chǎn)生變形，最大為2.277 7 mm；y軸方向上最大變形為2.477 4 mm，出現(xiàn)在其頂部第3孔附近；z軸方向上最大變形量為0.975 8 mm，出現(xiàn)在凸輪軸箱的側(cè)面底端。由各個方向上的變形云圖可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)凸輪軸箱受到氣缸蓋的約束和螺栓預(yù)緊力后，凸輪軸箱整體變形量和y軸方向變形量均減小，最大變形偏移至第1孔附近，這是由于當(dāng)凸輪軸箱y軸方向上的變形受到抑制后，向兩端產(chǎn)生偏移，凸輪軸箱主要發(fā)生y軸向上和x軸兩端的膨脹變形。

由圖14可以發(fā)現(xiàn)，凸輪軸箱整體所受應(yīng)力較小，最大應(yīng)力為1 012.8 MPa，出現(xiàn)在凸輪軸箱的底部與機體相連接的螺栓孔處，由于此處施加了綁定接觸，因而此應(yīng)力集中不在我們的考慮范圍，但是在凸輪軸箱右側(cè)弧形板以及側(cè)板的端處存在較大的應(yīng)力，最大為179.52 MPa，這是由于當(dāng)凸輪軸箱頂端的變形受到約束后，凸輪軸箱向兩端的變形量增大，但是右側(cè)的弧形板以及側(cè)板處由于受到底端的螺栓約束限制其在各個方向上的變形，因而該處受到向外的擠壓增大，產(chǎn)生了更大的應(yīng)力。

5 結(jié)語

通過有限元計算分析，找到凸輪軸箱在工作條件下最大變形量和應(yīng)力所處的位置，最大變形出現(xiàn)在其頂部左數(shù)第1孔附近，這是由于底部螺栓和氣缸蓋的約束；最大應(yīng)力出現(xiàn)在其右側(cè)弧形板與側(cè)板的端處，這是因為該區(qū)域的幾何形狀變化明顯且受到螺栓的約束。對凸輪軸箱進行強度校核，凸輪軸箱使用的材料是鋁合金6061-T6，材料的屈服極限為280 MPa，塑性材料的靜載荷的安全系數(shù)為1.2～2.0，本文中選定的安全系數(shù)為1.5，經(jīng)計算可得6061-T6的許用應(yīng)力為186.67 MPa。根據(jù)強度理論進行校核，凸輪軸箱的等效最大應(yīng)力小于許用應(yīng)力，凸輪軸箱設(shè)計安全。但是最大應(yīng)力接近該材料的許用應(yīng)力極限，這是因為該區(qū)域的幾何形狀、外形尺寸變化比較明顯，建議適當(dāng)增加該拐角處的厚度，適當(dāng)增加加強筋，或者調(diào)整氣缸蓋底部的結(jié)構(gòu)以增加氣缸蓋對凸輪軸箱頂部凹槽上的約束，從而使凸輪軸箱更加安全可靠地運行。凸輪軸箱在實際工作環(huán)境下最大變形量為2.838 9 mm，在設(shè)計允許的范圍內(nèi)，不會對部件的安裝產(chǎn)生影響。

使用有限元穩(wěn)態(tài)熱分析和熱-機耦合的分析方法，得到柴油機凸輪軸箱在實際工況下的變形、應(yīng)力云圖，在云圖中可以觀察到機體的變形、應(yīng)力分布情況、最大值點，并對凸輪軸箱進行強度校核，結(jié)果表明凸輪軸箱在實際工作過程中符合強度要求。通過這種方法可以找到柴油機凸輪軸箱設(shè)計的弊端，從而更明確地對模型進行調(diào)整，為模型的優(yōu)化設(shè)計提供快速的解決辦法。