发电机曲轴弯曲疲劳试验的检修项目及策略

　　摘要：采用FEMFAT疲劳仿真软件，结合柴油发电机曲轴材料、表面加工工艺、应力循环优势等各方面因素，综合剖析后得出曲轴的疲劳寿命及安全系数。应用曲轴疲劳试验机，通过升降法获取对高效参数分析曲轴的疲劳极限和安全系数。对比仿真与台架试验计算数据及结果静音发电机组，找寻曲轴出现应力集中的部位，对仿真及试验结果进行安全系数评估，分析影响柴油发电机主轴寿命的要素，最终得出2种试验举措所得试验结果均满足安全要求。

　　      主轴的结构（如图1所示）由主轴颈，连杆轴颈曲轴臂，平衡块，前轴端和后轴端等局部组成。其中一个连杆颈和它两端的曲臂以及前后两个主轴颈合在一起，称为曲拐。曲轴的形式有整体式和组合式两种。

　　      图2所示，曲轴颈用来支撑主轴，主轴几即绕其中心线旋转。主轴颈支撑于滑动曲轴承上，主轴颈组成和连杆轴颈类似，不同点于滑动主轴承上，曲轴颈结构和连杆轴颈类似，不同点是内外表有油槽。曲轴承盖用螺栓与上油底壳的曲轴承座紧固在一起。为了使各曲轴颈磨耗相对均匀，对于受力交大的中部和两端的曲轴颈制造得较宽。在连杆轴颈的两侧都有曲轴颈者，称为全支撑主轴。全支撑曲轴钢度好，主轴颈负载小，但它比拟长。如果主轴颈数目比连杆轴颈少，那么称为非全支撑曲轴。其特点和全支撑曲轴相反。

　　      连杆轴颈用来装配连杆大头。直列式柴油发电机的连杆轴项数与气缸数相等；V型柴油发电机由于两个连杆共同装在一个连杆轴颈上，故连杆轴颈数为气缸数的一半。连杆轴颈通常被制成中空，其目的是为了降低曲拐旋转局部的品质，以减轻离心力。中空的局部还可兼作油道和油腔，如图3所示。油腔不钻通，外端用螺塞封闭，并用开口销锁住。连杆中部插入一弯管，管口位于油腔中心。当曲轴旋转时，在主轴油管机油中的较重的杂质被甩向油腔壁，而洁净的机油那么经弯管流向连杆轴向外表，减小了轴颈的磨耗。

　　      主轴臂用来连接曲轴颈和连杆轴颈发电机销售，如图4所示。有的柴油发电机主轴臂上加有平衡块，用来平衡曲轴的不平衡的离心力和离心力矩，有的还可平衡一局部往复惯性力。图示5为四缸柴油发电机曲轴受力状况。1.4道连杆轴颈的离心力F1、F4与2.3道连杆轴颈的离心力F2、F3大小相等，方向相反。从整体上看，似乎在内部能相互平衡，但因为在F1与F2形成的力偶MF2和F3与F4形成的力偶M3-4功能下发电机曲轴弯曲疲劳试验的检修项目及策略，如果曲轴的刚度缺乏，那么产生弯曲变形，加剧曲轴颈的磨损。为此，需加宽轴颈，增加刚度，以减轻磨耗。但更高效的手段是在曲轴臂反方向延伸一块平衡块（如图6所示）。平衡块与主轴制成一体，也可单独制造，再用螺栓固装在曲轴臂上，加平衡块会引起曲轴品质和材料消耗增加，制造工艺复杂。因此，曲轴是否要加平衡块，应视具体状况而定。

　　      一般的前轴端装有正时齿轮皮带轮扭转减震器和启动爪等，为防范机油沿曲轴轴颈外漏，一般在正时齿轮前端装一个甩油盘，正时齿轮盖内孔周围还嵌有自紧式油封。当机油溅落在随着主轴旋转的甩油盘上时，由于离心力的功用赣州康明斯发电机，被甩到正时齿轮盖的内壁上，油封挡住机油，是机油沿壁面流回油壳中。

　　      后轴端制有甩油突缘、回油螺纹和飞轮结合盘。飞轮结合盘是用来连接飞轮输出动力。甩油突缘与回油螺纹用来预防既有外漏静音发电机，从主轴颈间隙流向后端的机油，具体被甩油突缘甩入主轴承座孔后边缘的凹槽内，并经回油孔流向底壳。少量的机油流至回油螺纹区，被回油螺纹返回到甩油突缘而甩回油低壳。

　　      为更可靠地预防漏油，有时柴油发电机还在最后一道曲轴承盖的端面上装有油封，油封材料有橡胶，含石墨的石棉绳等。此外，最后一道主轴承盖与机体结合面出还嵌有软木条或石棉绳等填料，起密封功用。主轴作为转动件，如果轴向窜动量过量，将破坏各机件的正常作业。但也无法过小，应给主轴留有热膨胀伸长的余地。为此，主轴必须有一定的轴向间隙，此间隙通常在0.05~0.25mm。

　　      一般设置在某道主轴颈的两侧。其材料加工与滑动轴承类似，也是在钢背上浇注一层减磨合金，但是详细构成因车而异。有的是两片整圆形的止推垫圈，一般安装在前端轴上，有的是两片或四片半圆型的止推片；采用更多的是将四片半圆形止推片与主轴承制成一体而成为翻边轴瓦，，但轴承前后窜动是翻边轴瓦端面的减磨合金与相对应的主轴臂止推面接触摩擦，限制了曲轴窜动。

　　      曲轴的形状和各曲轴的相对位置取决于气缸数，汽缸排列和作业顺序等多种条件。在安排多缸柴油发电机的工作顺序时，首先应当使各缸作功间隔相等，以保证柴油发电机运转平衡；其次应该使持续作功的两缸相距尽可能远一些，以减轻主轴承的载荷，同时，防止两缸相邻发生进气重叠现象而危害冲气。根据以上机理，四缸柴油发电机作业顺序及曲拐的设计表达如下：四冲程直列四缸柴油发电机，在一个作业循环中各缸均要作功一次，于是作功间隔角720度/4=180度；工作顺序有两种可能的排列法；即1-2-4-3或1-3-4-2其中前一种采用较广泛。在机床上进行机械零件的机械加工时，所需工艺装备中除了刀具量具辅助工具外，还必须有共装夹工件用的机床夹具〔简称夹具〕。

　　      曲轴疲劳试验的主要目的是评估曲轴在长期使用程序中的弯曲疲劳寿命，为曲轴的布置和制造提供依据。通过试验，可以确定主轴的疲劳强度和疲劳寿命，为改善主轴的设计和材料选购供应参考。

　　      在柴油发电机零件的疲劳寿命预测及解析的探求中最为经典的对策是S-N、e-N疲劳裂痕扩展寿命法。通过高周疲劳解析法得到的材料S-N曲线，一般在试验中用一组标准试件，对其施加不一样的应力幅，测出试件断裂时的循环数N，然后以应力σ纵坐标，N为横坐标，得出S-N曲线。

　　      一条完整的S-N曲线，被划分为低循环疲劳段(LCF)，宏观屈服，非线性段；高循环疲劳段(HCF)，线；疲劳极限段(SF)，N10E7，这样三个疲劳阶段。而对于S-N曲线进行修正时，主要需要考虑理论应力集中系数、尺寸系数、表面精度、加载步骤4个方面的危害因素。

　　      在发电机运行时，由计算可知，危害疲劳寿命的主要是弯曲载荷，功率对它的危害不是很大。于是评价详细考虑弯曲疲劳。

　　      弯曲疲劳试验在脉动疲劳试验系统上进行。主轴被切成两部分，包括按两个主轴颈和一个曲轴轴颈为一个轴段单元，一般用第二曲柄做试验。把这个单元的一个主轴销和一个曲柄销夹紧，试验载荷加在第二个轴承颈上，这里加载荷的向量应当在由曲轴颈、曲柄销和无轴向力的中轴线确定的平面上。试验载荷可

　　      以通过一个可以在第二个曲轴径处自由运动、具有节点的杆处来施加。曲轴销和曲柄销的夹具必须被布置成压紧力对轴销半径对压力外圆的危害可以忽略的装置，由此在夹具板与销之间的接触域对曲轴颈和曲柄销必须有一个很小的距离，这个距离大于圆角半径的3.5倍。

　　      试验及仿线，在FEMFAT软件中载入曲轴的应力解析结果并设置主轴的材料属性，定义主轴模型当前节点组的表面粗糙度，离散度和温度场，主轴表面采用感应淬火加工工艺等重要参数。在危害数据设置界面，勾选应力梯度、渗碳、感应硬化和锻造选项。疲劳分析数据中购买耐久安全系数，定义全局参数，定义存活率，等效应力等。

　　      主轴的强度很大程度上决定了发电机的使用年限及其可靠性，因此对曲轴的安全可靠性提出了很高的要求。如图7所示，若设Xq0是曲轴的理论布置强度。Xy0是曲轴的理论作业应力，曲轴的安全系数为n=Xq0/Xq01，理论上不应该产生破坏。而实际工作应力和零件强度都呈现正态分布，因此存在一个概率曲线与强度概率曲线相重叠的区域，如果零件的强度和工作应力都落在这个区域，就会产生破坏。这个区域的大小，就是可靠性中零件发生破坏的概率。

　　      应用FEMFAT软件将曲轴动力学剖析结果进行了疲劳计算，其中包含各节点疲劳安全系数、疲劳寿命、损伤结果以及破坏程度较大节点应力循环等，基于这些结果对主轴进行全寿命评价。

　　      通过对曲轴材料、加工工艺等方面的数据设置后，解析得出曲轴的各部位的安全系数，如图8所示。为曲轴在额定速度下最小疲劳安全系数出现在第八曲柄臂主轴颈圆角处，在存活率为99.9%时，曲轴全工况下与连杆所连接轴颈处的最小安全系数为2.218，查找许用安全系数为1.3~1.5，说明主轴满足疲劳计算要求。

　　      计算得出最小疲劳寿命为1.33928E×1010个作业循环，所在节点为36384发电机修理。折合主轴的运转时间约10年以上。

　　      依托仿真软件进行曲轴疲劳模拟试验，得出主轴的最小疲劳寿命及安全系数，主轴试验模型如图9所示。但与曲轴实际工况仍存在些许差距，通常可以通过台架试验，与仿真分析结果做以对比，以使试验结果更加可靠。

　　      据统计，由于疲劳导致的柴油发电机零配件损坏占比80%。ZQP-6000型主轴疲劳试验机是由函数产生器发出指定频率和指定幅度的正弦波，驱动容量放大器使激振器发生振动波形，机械谐振系统随之发生震动，调节函数发生器发出的频率至系统的共振频率，即进入正常的作业状态。根据共振频率下降的情形测试并观察曲轴试件在拉、压或拉压、交变载荷下的疲劳特性。其试验结果用于曲轴优化设计、变更加工工艺、鉴定货源、产品质量抽检等。

　　      通过主轴疲劳试验，能够为曲轴的布置、构成优化等方面供应可靠的探讨参数。对各种材料、加工工艺的曲轴进行多次反复试验，总结解析试验结果，这些结果能够为主轴的构造优化、加工工艺以及表面粗糙度的调整等方面起到指导用途。

　　      根据QC/T 637—2000《发电机主轴弯曲疲劳试验对策》，循环基数取107次，通过升降法测量主轴的疲劳极限和安全系数。

　　      进行试验时，弯矩增量ΔM小于5%，试验在四到五级应力水平下进行。图10为试验结束后的结果升降曲线，图中圆点代表试验结果越出，十字标记代表试验结构未达到循环基数，试件产生疲劳磨耗，根据升降图取6对有效参数。

　　      通过计算承载弯矩疲劳极限为M-1(50%)=1479.17 N·m，标准差为Sn-1=58.07 N·m，变异系数Y=0.039，置信度为95%，相对误差≤5%时，试验结果满足零件加工精度要求，M-1(99.9%)=1 344.59 N·m。计算主轴名义弯矩为M-1=787.73N·m，安全系数为n(99.9%)=1.707。

　　      将试验得出的安全系数与有限元仿真得出的安全系数做以比较，略低于FEMFAT疲劳分析结果，n1.3~1.5，证明曲轴满足工作需求。

　　      利用FEMFAT软件计算，解析曲轴在额定转速下，主轴的主轴颈和连杆轴颈上最小安全系数为2.218，查找许用安全系数为1.3~1.5，说明主轴满足疲劳计算要求。依据QC/T 637—2000，主轴疲劳试验所得主轴部件安全系数为1.707满足规划需要。仿真剖析方法日趋成熟，但其结果与实际台架实验仍存有一定差距，本文通过对比仿真剖析结果及台架试验结果，证明仿真剖析能够快速的分析出试件的疲劳结果，与实际台架实验结果具有较好的一致性，都满足设计与工作所需因素。仿真及试验结果也可作为零件突发断裂时，快速解析原由及优化布置的重要途径，若需要更为精确的解析结果，还需通过台架试验做以对比解析。

　　      致使曲轴失效的最易见形式是疲劳损坏。通过实验及仿真分析后可知，主轴在正常作业要素下所能承受交变负荷的循环次数能够得到主轴的疲劳寿命，疲劳寿命一般包括曲轴的裂痕萌生寿命和裂痕扩展寿命2个阶段。

　　      主轴所出现的裂纹一般发生在曲柄臂与连杆轴颈的过渡圆角处，这种裂纹是因为曲轴出现了扭转疲劳所引起的，一旦曲轴出现裂纹，随之而来的是裂痕快速发展成的界面断裂。而引起曲轴产生裂痕的原由，具体是因为主轴的自身材料有短处，刚度强度未达到生产要求；或者在曲轴的规划阶段，曲轴主轴颈、连杆轴颈和曲柄臂等部位的尺寸及受力解析存在误差；甚至在加工程序中，因为加工工艺的不完善导致主轴某部位发生严重的应力集中现状，以上这些都是在曲轴的设计及生产过程中导致其产生裂痕的几点起因。当主轴被装配在发电机中时，在运转步骤中，因为发电机爆缸导致主轴受载过高，气缸内出现拉缸现象，引起曲轴连杆轴颈磨耗严重，且受力不均，导致曲轴产生裂痕。而主轴在工作过程中发生的不平衡震动导致曲轴受力不均的情形是不能防范的，甚至由此出现扭转共振情形而导致曲轴受到额外的扭转应力，进而出现了裂痕。

　　     主轴自身所受应力值在远低于曲轴材料抗拉强度的情形下也会产生疲劳破坏静音发电机组，而且疲劳破坏在零件断裂前基本上是没有先兆的，会发生突然断裂，这是一种极具危险的失效形式。

　　      该当注意，在完成试验后，应编制试验报告，报告内容应包括试验目的、试验办法、试验过程、试验结果和评估等。试验报告应主要记录试验过程中的参数和观察结果，并进行必要的剖析和解释。曲轴弯曲疲劳试验是评估主轴可靠性和耐久性的重要方法。试验标准的制定旨在确保试验的正确性和可重复性，为曲轴的设计和制造供应科学依据。通过准确执行曲轴弯曲疲劳试验，可以评估曲轴的疲劳强度和疲劳寿命，为增强曲轴的使用性能和可靠性提供参考。