車載攪拌反應器傳動機構的動態(tài)特性研究

張胡英

（煙臺汽車工程職業(yè)學院）

車載攪拌反應器主要通過汽車動力來實現(xiàn)對不同物料的攪拌， 可操作性和靈活性俱佳，在化工、制藥等領域有著良好的應用效果［1］。車載攪拌反應器在工作時，其傳動機構持續(xù)承受著動態(tài)和周期性的載荷［2］，曲軸、連桿等機構易出現(xiàn)疲勞破壞［3，4］，造成較大的經(jīng)濟損失。 若采用全面檢修的方法進行維護，不但耗費時間長、效果不理想，而且經(jīng)濟性差。

就以上問題，筆者針對車載攪拌反應器傳動機構的動態(tài)特性進行研究，包括模態(tài)分析和疲勞分析，得出曲軸、連桿等機構的固有頻率［5］與振型［6］，并實現(xiàn)周期載荷條件下的疲勞壽命預測，為車載攪拌反應器的結構和性能優(yōu)化提供重要依據(jù)。

1 模態(tài)分析

1.1 模型建立

車載攪拌反應器的攪拌效果由曲軸連桿機構決定，在不同的汽車發(fā)動機轉速下，攪拌的頻率會有顯著的差異。 當攪拌頻率與機構頻率接近時，整個傳動機構發(fā)生共振，若共振時間較長，就會導致承載元件失效。 因此，需要對曲軸連桿機構進行模態(tài)分析。

在建模軟件Pro/E 中建立曲軸連桿機構的三維模型， 通過與ANSYS 之間的無縫接口將模型導入ANSYS/Workbench 中，定義材料屬性后對模型的網(wǎng)格進行劃分。 在ANSYS 中，有多種網(wǎng)格劃分方法。 對于簡單、規(guī)則的模型，可采用六面體網(wǎng)格，可獲得更高的計算效率；復雜結構可采用四面體結構，在精細的網(wǎng)格條件下同樣能夠得到較高的計算精度。 若采用六面體網(wǎng)格劃分復雜模型，會導致網(wǎng)格畸變，即使網(wǎng)格尺寸小，仍無法保證精度。 針對曲軸連桿機構的結構特點，設定曲軸網(wǎng)格尺寸為14mm， 連桿網(wǎng)格尺寸為10mm，螺栓連接件的網(wǎng)格尺寸為5mm，采用自適應網(wǎng)格劃分方法［7］，并對局部網(wǎng)格進行優(yōu)化［8］，最終得出網(wǎng)格劃分效果圖（圖1）。

圖1 曲軸連桿機構網(wǎng)格劃分效果圖

自由模態(tài)和預應力條件下的模態(tài)有顯著的差異， 因此需根據(jù)機構的承載情況施加預緊力。設定圓柱坐標系， 對曲軸的軸向和徑向施加約束，使它僅具有周向的旋轉自由度，預緊力施加情況如圖2 所示。 由于模型由元件裝配而成，需要進行接觸的設置。對于連桿的非線性接觸［9］，起算類型設定為增廣的拉格朗日法。

圖2 施加于曲軸連桿機構的預緊力載荷

1.2 結果分析

圖3 為曲軸連桿機構在不同激振頻率下的振型云圖。 由圖3 可看出，前4 階的固有頻率分別為328.86、467.30、468.27、506.68Hz； 一階和二階振動的最大位移分布在連桿末端；三階和四階振動的最大位移分布在曲軸的中間位置。

為降低或避免振動對結構產(chǎn)生損傷，依據(jù)模態(tài)分析結果，可重點針對曲軸的中心和連桿的端部進行結構優(yōu)化，從而提升其性能和可靠性。

2 疲勞特性分析

2.1 研究方案

圖3 曲軸連桿機構的振型云圖

對于車載攪拌反應器傳動機構的疲勞特性，需要基于力學計算進行分析。 當機構的屈服強度不足時，則判定結構失效，即剩余壽命為0。因此，在疲勞特性分析之前，首先需要進行瞬態(tài)結構分析［10］。 機械的疲勞特性是載荷長期作用的反映，采用周期加載的方式可獲得有效的計算效果。 一般地，疲勞壽命與載荷的類型、交變方式及頻率等均有著密切的聯(lián)系。 因而，在瞬態(tài)結構分析時，應施加曲軸連桿結構的交變載荷。

機械設備的疲勞損傷［11］多數(shù)發(fā)生在極限載荷作用時，而極限載荷又是隨機變化的，具有不確定性， 使得應力的幅值變化難以用函數(shù)來表示。 在瞬態(tài)結構仿真計算后，可基于S-N方法對曲軸連桿機構進行疲勞壽命的計算。 根據(jù)載荷譜的特點，對平均應力進行修正，最終得出機構的疲勞分析結果。

2.2 瞬態(tài)結構分析

瞬態(tài)結構分析的對象為曲軸零件和連桿零件。 其中，曲軸在旋轉時存在顯著的慣性力效果，因此需通過二質量當量系統(tǒng)法對慣性力系進行設定。

曲軸模型和連桿模型均采用自適應四面體網(wǎng)格劃分方法，逐漸提升網(wǎng)格的相關度，并對拐角、倒角等部位進行局部優(yōu)化，使得兩模型的網(wǎng)格數(shù)量都在15 萬左右， 以確保良好的計算效率和精度。

曲軸零件受到汽車驅動系統(tǒng)的動力作用，從而產(chǎn)生自身的旋轉，而旋轉帶動從動部件運動，因此需根據(jù)實際承載情況等效模型載荷， 設定邊界條件為： 在曲軸的主軸位置設定軸承約束且僅具有周向運動的自由度；根據(jù)攪拌工作頻率，慣性力按照曲軸轉速為1 000r/min 時進行等效和正弦力加載計算（圖4）。 對于連桿，雖然與之相關的連接件較多，但仍可單獨進行瞬態(tài)結構分析，將曲軸、螺栓等匹配零件的反作用力進行加載，其中，與曲軸之間的連桿正弦力加載如圖5 所示。

通過連續(xù)的迭代運算，最終可得出曲軸在拉力和壓力作用下的應力云圖（圖6）。 由圖6 可看出，曲軸的最大應力分布于靠近力輸入端的曲拐與曲柄銷過渡圓弧處；最大拉應力為81.9MPa，最大壓應力為123.2MPa，符合強度要求，應力集中現(xiàn)象不明顯。

圖4 曲軸正弦力加載

圖5 連桿正弦力加載

圖6 曲軸的應力云圖

圖7 為連桿在拉力和壓力作用下的應力云圖。 由圖7 可看出，連桿的最大應力分布于螺栓連接處；最大拉應力為298.1MPa，最大壓應力為277.5MPa，同樣滿足強度要求。

圖7 連桿的應力云圖

2.3 疲勞壽命計算

一般地， 在ANSYS 中進行疲勞壽命計算需要經(jīng)過4 個基本步驟：結構分析導入、循環(huán)載荷設定、S-N疲勞分析和數(shù)據(jù)后處理。 在整個計算過程中，應針對模型的結構特點將力學分析結果和循環(huán)載荷設定在相應的單元中。 采用數(shù)據(jù)擬合手段可獲取曲軸和連桿材料的S-N曲線［12］（材料屬性在極限載荷條件下設定）， 在雙對數(shù)坐標系內表現(xiàn)出顯著的線性特點。

疲勞分析時，需要將循環(huán)載荷與力學分析結果相匹配，這樣才能確保結果的可靠性。 針對以上要求，可采用強制轉換方法，在Divider 處設置力學分析時所施加的載荷，最終轉換為單位載荷條件［13］。 由于曲軸連桿機構在拉力載荷和壓力載荷條件下應力具有較大的差異， 因此需要對S-N曲線進行一定的修正處理。 修正后的平均應力不再為0，而是更符合真實的邊界條件。 目前，用于S-N曲線修正的方法較多，比如古德曼法、戈貝爾法及索德貝爾格法等。 從本質上講，這些處理方法都是在特定的數(shù)學函數(shù)下，將對稱應力轉換為非對稱應力，由于曲軸連桿機構的工作頻率相對較高， 因此采用古德曼法設定對稱循環(huán)應力，可獲得可靠性更高的結果。 在疲勞損傷法則約束方面，選用Miner 線性法則。

圖8 為曲軸的疲勞壽命云圖。 由圖8 可看出，該零件最容易發(fā)生疲勞失效的位置位于力輸入端的曲柄銷與曲拐過渡圓弧處，其等效疲勞壽命為1.169×1012次； 與曲柄銷和軸頸的過渡圓弧連接的位置同樣屬于易疲勞破壞區(qū)域，可根據(jù)實際工藝進行加固。

圖8 曲軸的疲勞壽命云圖

圖9 為連桿的疲勞壽命云圖。 由圖9 可看出，連桿最容易發(fā)生疲勞失效的位置位于螺栓頭部與連桿體接觸的側壁上， 其等效疲勞壽命為1.160×1012次； 與曲軸相切的柱面結構也是容易出現(xiàn)失效的位置，可通過減小摩擦力的方法提升連桿使用壽命。

圖9 連桿的疲勞壽命云圖

3 結論

3.1 曲軸連桿機構的前4 階的固有頻率分別為328.86、467.30、468.27、506.68Hz； 欲降低振動產(chǎn)生的機械損傷，可針對曲軸的中心和連桿的端部進行結構優(yōu)化。

3.2 曲軸受到的最大拉應力為81.9MPa，最大壓應力為123.2MPa；連桿的最大應力分布于螺栓連接處；連桿的最大拉應力為298.1MPa，最大壓應力為277.5MPa，均符合強度要求。

3.3 通過疲勞分析，可得出曲軸和連桿的疲勞壽命云圖（其等效疲勞壽命分別為1.169×1012次和1.160×1012次），并根據(jù)易疲勞破壞區(qū)域提出強化方案，有效保證了機械性能的可靠性。