裝車姿態(tài)傾斜的發(fā)動機冷試設備定位夾緊旋轉機構的設計

錢霞美

(上海華依科技集團股份有限公司，上海 201299)

0 引言

近年來，汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，促進了車用發(fā)動機的多樣化，作為發(fā)動機裝配質量控制所配套的冷試設備也在往多樣化發(fā)展。通常發(fā)動機裝車姿態(tài)為直立式，所以發(fā)動機在冷試時也設計為直立狀態(tài)，但是對于裝車姿態(tài)傾斜的發(fā)動機，其油底殼形狀、機油泵吸油口取油位置為傾斜設計，如果在直立狀態(tài)被冷試設備拖動時，機油泵取油口是取不到機油的。此種情形下的發(fā)動機運轉缺乏潤滑，無法進行正常冷試。傳統(tǒng)的解決方案采用多加機油的方式來解決，即在冷試前工位加上多于出廠時的機油量，確保冷試時發(fā)動機內部零部件可以充分潤滑，冷試結束后再把多余機油抽出。這樣的工藝方式不僅導致成本增加，同時機油在加注和抽出過程容易二次污染。針對以上問題，提出發(fā)動機以傾角狀態(tài)全自動在線冷試的方法，既可以最大程度模擬真實工況，也可以避免上述問題的出現(xiàn)。

該方法是通過冷試設備把裝車姿態(tài)傾斜的發(fā)動機整體旋轉到需要的角度，并維持在此角度下拖動發(fā)動機運行，各測試機構也相應地傾角布置，來實現(xiàn)發(fā)動機傾角狀態(tài)在線測試。該方法的關鍵是需要設計一套能滿足冷試需求并可旋轉到裝機角度或接近裝機角度的定位夾緊機構。

1 夾緊機構設計目標

裝車姿態(tài)為直立式的發(fā)動機，其冷試試驗臺如圖1所示。要滿足裝車姿態(tài)為傾角的發(fā)動機冷試需求，可以在裝車姿態(tài)為直立式的傳統(tǒng)冷試設備中增加一套可旋轉的定位夾緊機構，將裝車姿態(tài)為傾角的發(fā)動機旋轉至一定的傾角，如圖2所示。

圖1裝機狀態(tài)為直立的發(fā)動機和冷測試試驗臺

圖2裝機狀態(tài)為傾角60°的發(fā)動機和冷試試驗臺

當發(fā)動機進入冷試臺架并固定后，通過定位夾緊機構帶動發(fā)動機繞其曲軸中心線旋轉到裝機角度或接近裝機角度，然后實施測試作業(yè)。

這樣一套定位夾緊機構首先需要滿足測試臺架基本的全自動測試要求，其次需要保證每臺發(fā)動機進入臺架測試時有可靠的重復定位精度，最后要能夠實現(xiàn)模擬發(fā)動機傾斜至目標角度下的運行狀態(tài)。

圖3發(fā)動機定位夾緊自動旋轉機構和回轉中心剖視圖

因此提煉定位夾緊機構設計需達到目標為

(1)機構可繞曲軸中心線旋轉；

(2)機構的旋轉采用氣缸作為執(zhí)行元器件；

(3)機構旋轉到位和復位采用擋塊方式；

(4)機構可以旋轉至多個給定的角度；

(5)定位精度好，間隙可調，滿足自動測試工位需求；

(6)機構內部需要有足夠的空間，確保測試臺架中拖動發(fā)動機曲軸旋轉的驅動裝置可以從定位夾緊機構內部穿過；

(7)定位夾緊機構需要為傾角狀態(tài)下布置的各測試裝置預留空間。

2 定位夾緊機構整體布局

目前市場上發(fā)動機裝機角度多為15°、30°、45°、60°，經試驗驗證，裝機角度為15試的發(fā)動機直立運轉時可以正常建立油壓，沒有傾斜測試的必要性，可直立進行測試；同樣的裝機角度為45°的發(fā)動機可以在旋轉30°位置進行測試，因此將定位夾緊機構通常設計為滿足0°、30°、60°三種角度狀態(tài)，既可以簡化設計、節(jié)約成本，也可以滿足絕大部分的裝機傾斜角度發(fā)動機的冷測試需求。機構為自動旋轉機構，其組成如圖3所示。

圖3中，部件1、2、5連接在部件6上，可由氣缸8驅動隨軸承7的內圈回轉，氣缸縮回到位為零度，伸出到位為30圈位置或60或位置。到位角度由部件2、3、4、13、14、17控制，當旋轉角度30，位置時，此時氣缸驅動部件13前進狀態(tài)，部件13、14貼合，當旋轉角度60，位置時，此時氣缸驅動部件13退回狀態(tài)，止動塊17和擋塊16貼合。

這種機構繞曲軸中心順時針轉動至30機和60機兩個角度都有死限位，調整完成后每臺發(fā)動機旋轉角度的重復精度可以保證。由于測試裝置分布在整個發(fā)動機的主體部位，為避讓空間，定位固定位置只能設置在發(fā)動機缸體的后端面，這就導致發(fā)動機質心遠離夾緊機構。受重力產生的傾覆力矩影響，整個旋轉機構產生的間隙會被放大并對整個設備精度造成影響。因此，通過在部件6回轉軸底部布置兩組軸承組件部件15，將其安裝底座設計為腰型孔，并根據(jù)裝配調試需要微調安裝高度，通過調整回轉軸承部件7與內圈的安裝軸向間隙來減小軸承游隙，最終減少重力產生的傾覆力矩所帶來的精度影響。

3 定位夾緊機構的設計和計算

由于發(fā)動機外型是確定的，夾緊機構設計的關鍵首先需要考慮夾緊的定位如何設計以及滿足夾緊需要的夾緊力如何計算，其次需要考慮旋轉機構軸的尺寸及配套軸承滿足壽命需求，第三是利用有限元分析進行仿真計算并優(yōu)化軸的結構設計，使其滿足剛性需求。

以某型發(fā)動機為例：發(fā)動機重量為120 kg，裝機角度為60機；測試該款發(fā)動機機構需停止在2個位置角度，即0位和60置，動作節(jié)拍(來回)：6 s；電機拖動扭矩最大值Tmax=300 NM，此數(shù)值來源于發(fā)動機排量及設計經驗所得。

3.1 定位夾緊設計和夾緊力計算

根據(jù)發(fā)動機的特征，利用發(fā)動機缸體上與變速箱連接的定位孔和發(fā)動機上與變速箱連接的端面，采用“一面兩銷”定位方式。定位夾緊后設備的驅動軸系與發(fā)動機中心軸(曲軸中心)有良好的同軸度。

通過設計三個壓緊點，抱住發(fā)動機缸體端面的兩側，從而將發(fā)動機固定在測試臺架上；夾緊后如圖4所示。

圖4發(fā)動機夾緊示意圖在發(fā)動機旋轉

夾緊力的計算和選型如下：側視圖方向受力如圖4所示，夾緊力主要克服發(fā)動機重力產生的傾覆力矩，發(fā)動機后端面與臺架定位面貼合的最下位置是支點O，三個夾緊力一樣大為F，夾緊點避開可能干涉的區(qū)域和測試機構的對接空間，按實際情況，選定圖5中3個夾緊點，在發(fā)動機豎直狀態(tài)時，夾緊力需滿足：

FL1+FL2+FL3≥mg×L0

(1)

式中，L1為發(fā)動機豎直狀態(tài)時夾緊點1相對支點的距離(mm)，L2為夾緊點2相對支點的距離(mm)，L3為夾緊點3相對支點的距離(mm)。

到60機時，因旋轉角度的變化，而重力大小和方向不變，支點也發(fā)生變化，它們相對支點的距離也產生變化，此時夾緊力需滿足：

FL1′+FL2′+FL3′≥mg×L0

(2)

式中，L1中為發(fā)動機在60動狀態(tài)時夾緊點1相對支點的距離(mm)，L2為夾緊點2相對支點的距離(mm)，L3為夾緊點3相對支點的距離(mm)。

夾緊力F只要滿足上兩個條件，即可符合在豎直狀態(tài)下和在旋轉到60滿狀態(tài)下的靜態(tài)受力。

圖5發(fā)動機直立和傾斜狀態(tài)夾緊點示意圖

同時，為保證測試時的數(shù)據(jù)的穩(wěn)定性，發(fā)動機夾緊后，在測試過程中不容許有滑動，所以夾緊產生的摩擦力矩需克服測試時的最大扭矩，如圖6所示。

uFLZ1+uFLZ2+uFLZ3≥Tmax

(3)

式中，u為靜摩擦系數(shù)取0.15，Tmax為電機拖動扭矩，取300 Nm；LZ1為夾緊點1相對發(fā)動機曲軸中心線的距離，mm；LZ2為夾緊點2相對發(fā)動機曲軸中心線的距離(mm)，LZ3為夾緊點3相對發(fā)動機曲軸中心線的距離(mm)。

圖6夾緊發(fā)動機的力克服扭力受力簡圖

由上式可計算得出符合要求的油缸夾緊力F，按此要求選用適合的壓緊油缸和供油系統(tǒng)即可，這里不做詳述。

3.2 定位夾緊機構軸及軸承壽命的設計

3.2.1初選軸的材料及熱處理

選擇軸的材料為40Cr，調質處理，由機械設計手冊[1]：抗拉強度σ抗=650 MPa，屈服極限σ屈=450 MPa，許用靜應力[許用靜應力由機械MPa。

3.2.2初估軸的直徑

受冷試功能和結構限制，軸中心空間需安裝與軸同心的驅動連接機構，用于連接發(fā)動機曲軸并拖動發(fā)動機運轉，示例中的驅動連接機構的前段最大輪廓尺寸為380 mm、后段最大輪廓尺寸為310 mm，所以軸需要設計為前段中間通孔內徑da0大于380 mm、后段中間通孔db0大于310 mm的中空臺階軸，并根據(jù)軸的受力設計軸的外徑。參照機械設計手冊按轉矩計算，軸外徑d的計算公式如下：

(4)

式中，ν為軸內徑d0(mm)與軸外徑d(mm)的比值，取0.89；[τ]為許用切應力(MPa)，取30 Nmm2；T為扭矩(Nm)，根據(jù)示例發(fā)動機的已知條件通常取電機拖動扭矩的最大值Tmax=300 NM=300 000 Nmm計算。

代入各參數(shù)，計算得到軸的外徑d≥51.6 mm。da0為軸的前段內徑，取405 mm；則da外徑≥455 mm，取460 mm；db0為軸的后段內徑取320 mm；db為軸的后段外徑≥360 mm，這里取值360 mm。

3.2.3軸的結構設計

根據(jù)軸徑尺寸和受力，選取一組軸承(見圖3中序號7)，該軸承主要承受徑向力，能承受輕微的軸向力，故選用深溝球軸承合適，根據(jù)機構特點，軸承內徑為460 mm，根據(jù)機械設計手冊選擇型號61892。

因工件的外形特點，軸承靠近軸根部，懸臂長，所以在軸不干涉外圍的情況下，布置兩個軸承(見圖3中序號15)進行支撐。如圖3所示，選用氣缸來驅動軸繞著軸心線旋轉，則氣缸力F為：

F=T/R

(5)

式中，T取電機拖動扭矩的最大值Tmax=300 NM=300 000 Nmm，R為氣缸施加力的回轉半徑R=210 mm。代入各參數(shù)，計算得到氣缸力為1 428.5 N。

考慮一般的氣壓損耗，選擇合適缸徑的氣缸即可。氣缸應自帶機械夾緊單元，配合調壓閥使用。當機構轉動到測試角度后，氣缸自帶的機械夾緊單元保持鎖定，防止氣源壓力波動對測試結構產生影響。

3.2.4計算軸承壽命

根據(jù)示例發(fā)動機結構，軸承受扭矩T=300 000 Nmm，承受工件與自身的重力為2 800 N，往下沖擊力2 000 N，合成力F=4 800 N，由于軸越長傾覆力矩越大，因此軸應盡可能地設計為最短型式。根據(jù)所選擇軸承作簡圖(見圖7)計算軸的支反力如下：

軸承A的支反力為：

(6)

支撐軸承B處的支反力為：

(7)

圖7軸的載荷分布圖

式中，L為軸的長度取222.5 mm，L1為軸承7中點到支撐軸承15中點間距取174 mm，L2為支撐軸承15的中點到工件與自身的質心距離取48.5 mm。

代入各參數(shù)，計算得軸承A處的支反力R1為1 046 N，軸承B處的支反力R2為6 138 N。

根據(jù)支撐A處受力及軸徑要求，選取型號61892軸承，其相關參數(shù)：內徑d為 460 mm，外徑D為580 mm，寬B 為56 mm，基本額定動載荷C為322 000 N，基本額定載荷Co為538 000 N，極限轉速為600 r/min 。

發(fā)動機被定位夾緊后，軸承只受徑向力作用，徑向力大小如圖7所示，徑向載荷Fr=R1=1 046 N，當量載荷即為徑向載荷P=R1=1 046 N，則：

(8)

式中，L10為基本額定壽命(106轉)；L10h為基本額定壽命(h)；ω1為軸的最大轉速(r/min)，根據(jù)已知的運行節(jié)拍計算為3.3 r/min 。

代入各參數(shù)，計算得基本額定壽命為1.47壽命計17 h。這個壽命按一天12小時的運行時間遠大于預期10年壽命，運行轉速小于極限轉速，可以滿足設計要求。

通過GB/T 283-2007選擇圓柱滾子軸承NU205E，尺寸如下：內徑d為35 mm， 外徑D為72 mm ，寬B為29 mm，基本額定動載荷C為57 500 N，基本額定定載荷Co為63 000 N，極限轉速7 500 r/min ，計算圓柱滾子軸承的轉速：

ω2=iω1

(9)

式中，ω2為B處支撐軸承的轉速，r/min；i為軸的外徑和軸承的外徑比取10.28，ω1為軸的轉速，取3.3 r/min，根據(jù)節(jié)拍換算得出。代入各參數(shù)，計算得B處支撐軸承的轉速33.92 r/min。

B處軸承只受徑向力作用，當量載荷就是徑向載荷，則：

(10)

式中，F(xiàn)r為軸承實際承受的徑向載荷徑向力大小如圖7所示，徑向載荷Fr=R2為6 138 N[2]。代入各參數(shù)，計算得B處軸承基本額定壽命4.0定壽命11 h。

這里支撐軸承壽命即便一天按12 h的運行時間來計算，也是大于預期10年壽命，運行轉速小于極限轉速，可以滿足設計要求。

3.3 仿真計算和優(yōu)化設計—有限元分析

軸在載荷的作用下，會產生彎曲和變形。軸所在機構作為冷試定位固定的基礎部件，它的設計可靠性和精度穩(wěn)定性影響到臺架測試數(shù)據(jù)的穩(wěn)定性，尤其是影響到發(fā)動機拖動扭矩和振動測試結果的準確性。結構的剛度除了取決于組成材料的彈性模量外，還同其幾何形狀、邊界條件等因素以及外力的作用形式有關。由于軸內部設計有必要的安裝和維修孔，為確保增加的孔對機構的變形影響最小，需要使用有限元軟件(ANSYS Workbench)對軸的設計作可靠性驗算，就零件結構靜力分析、模態(tài)分析進行仿真模擬和優(yōu)化。

3.3.1靜力分析和優(yōu)化結構過程

有限元軟件的變形量的定義如下：

(12)

式中，Utotal為單元節(jié)點的合成變形量，單位為mm；Ux、Uy、Uz分別為單元節(jié)點x、y、z方向的變形量，單位為mm。參照機械設計手冊，對于剛度要求高的軸，軸的變形許用值要求為：

[y]=0.000 2L

(13)

式中，L為支撐間跨度，取174 mm。計算所得的設計軸的變形許用值為0.034 8mm。

選擇第四強度理論的等效應力，最大應變0.9961 MPa，其定義如下：

(14)

式中，σe為單元合成應力，MPa；σ1、σ2、σ3分別為單元x、y、z方向的拉應力(MPa)[3]；許用靜應力[σ+1]為260 MPa。即后續(xù)靜力分析最大變形量y要小于0.034 8 mm，靜應力小于260 MPa符合要求。

對軸的模型進行簡化處理，網(wǎng)格大小平均為2 mm，節(jié)點數(shù)量為338 692，單元數(shù)為199 076。給零件添加約束彈性支撐和重力加速度，添加扭矩300 Nm，壓力2 000 N；選擇整體變形；如圖8所示。為了更清晰地了解變形狀況，圖形以1.4e+005倍放大變形量顯示的結果：最大變形量是0.00037 mm，最大靜應力0.996 MPa，出現(xiàn)在受力點懸臂最遠位置，符合理論要求。

圖9模擬發(fā)動機夾緊狀態(tài)兩個大維修孔靜力分析變形情況

圖10模擬發(fā)動機夾緊狀態(tài)3個小維修孔+加強筋靜力分析變形情況

圖8初始軸靜力分析軸變形情況

考慮驅動連接機構維修的方便性，提出在軸外圈兩側增加大的維修孔或三個小維修孔兩種方案并建模。為改善軸的剛性條件，對于設三個小維修孔的軸需要在0需到60要的應用角度內，沿重力方向均布設置三處加強筋；同時由于軸后端安裝的連接板會對分析結果產生很大的影響，需要將后段連接件和工件的外形、重量及中心位置一并納入模擬，施加相同的約束、扭矩和力進行比對，結果如圖9、圖10所示，其最大位移量和應力如表1所示。

表1 模擬發(fā)動機夾緊狀態(tài)靜力分析最大位移量和應力對比

從分析結果來看，兩個方案的最大變形量都符合要求，一般選用變形更小的方案。

3.3.2模態(tài)分析

模態(tài)分析主要用來計算結構的固有頻率，如果結構固有頻率與臺架運轉頻率接近或倍數(shù)重合，則運轉中會產生共振現(xiàn)象，影響臺架的使用壽命和測試結果的判斷。通常在設計時會將機構的第一階固有頻率保持在高于所有的激振力頻率或自激頻率一定范圍內。測試過程中，發(fā)動機固定在定位機構上，曲軸被拖動運轉，其運轉的振動頻率傳遞到機構上，機構設計需要避開該固有頻率范圍。

示例中為四沖程發(fā)動機，發(fā)動機冷試時最高轉速為2 000 r/min，頻率為33.3 Hz，發(fā)動機旋轉2周，完成活塞四沖程運轉，是振動的主要來源，所以四沖程發(fā)動機振動頻率是主軸轉動頻率的2倍，為66.6 Hz。固有頻率與零件的材料、質量、和形狀有關，為避免測試時發(fā)生共振，分別對帶兩個大維修孔的軸和帶三個小維修孔+加強筋的軸進行模態(tài)分析。為了使計算結果更加準確，確保有效質量參與比例大于0.90[4]，對模型進行60階計算階次，截取前6階頻率，如表2所示。三小孔軸前6階的固有頻率值，都大于兩大孔軸，尤其第一階振型圖(見圖11)，兩個大維修孔的軸的第一階固有頻率818.42 Hz，小于三個小維修孔+加強筋的軸的第一階固有頻率1 057.8 Hz，因此三個小維修孔+加強筋的軸剛性更好，對測試更有利。

表2 模擬發(fā)動機夾緊狀態(tài)模態(tài)分析前6階固有頻率值對比

4 結論

所設計的定位夾緊機構通過氣缸來驅動轉軸轉動，既可滿足傾角裝機姿態(tài)發(fā)動機的定位夾緊測試，也適用直立發(fā)動機冷試，是一種結構簡單的多功能基礎部件。由于測試臺架對工件的定位固定要求高，設計中必須要對關鍵零件進行設計驗算及強度有限元分析。保證剛度設計的安全系數(shù)和固有頻率不僅達到要求，還能在結構允許下選擇最優(yōu)的設計。

在關鍵部件主軸驅動結構的實際設計過程中，由于很多受力和限定條件是模糊的，需要根據(jù)實踐經驗不斷提煉。通過在設計初期初步計算零件尺寸和安全系數(shù)，再利用軟件模擬添加載荷和約束條件，模擬過程中應考慮所有的瞬時載荷，包括沖擊載荷，這樣不斷細致又重復地對結構進行不斷優(yōu)化，確保設計機構的穩(wěn)定可靠。