蔣明安，周瑞麗，黃碧君

(臺(tái)州職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電學(xué)院，浙江臺(tái)州 318000)

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發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸斷裂分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)

蔣明安，周瑞麗，黃碧君

(臺(tái)州職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電學(xué)院，浙江臺(tái)州 318000)

摘要：三輪摩托車(chē)在行駛過(guò)程中經(jīng)常出現(xiàn)曲軸斷裂現(xiàn)象，影響了客戶(hù)的使用安全及企業(yè)的聲譽(yù).采用有限元軟件，對(duì)三輪摩托車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸進(jìn)行靜力分析，找到了曲軸應(yīng)力最大的部位，這與實(shí)際斷裂的情況吻合.對(duì)曲軸產(chǎn)生最大應(yīng)力部位的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行改進(jìn)，并對(duì)曲軸材料進(jìn)行了調(diào)整，取得了較滿(mǎn)意的結(jié)果.

關(guān)鍵詞：曲軸；斷裂分析；結(jié)構(gòu)改進(jìn)

三輪摩托車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)的核心部件，它是活塞運(yùn)動(dòng)的連接部件，其性能的好壞將影響到發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命和可靠性[1].由于曲軸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，很難用傳統(tǒng)的方法進(jìn)行計(jì)算，并獲得滿(mǎn)意的結(jié)果.某三輪摩托車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)為單缸發(fā)動(dòng)機(jī)，在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸大概在1個(gè)月內(nèi)便出現(xiàn)了斷裂，而且斷裂位置相對(duì)比較穩(wěn)定.因此，本文主要通過(guò)有限元方法，對(duì)曲軸斷裂進(jìn)行分析，以期為實(shí)際生產(chǎn)提供理論依據(jù).

1有限元模型的建立

為了更加接近于實(shí)際，在CAD建模時(shí)，曲軸所有倒圓角、倒角部分均未簡(jiǎn)化，按照原始尺寸進(jìn)行建模，同時(shí)忽略油孔部分.

使用UG軟件對(duì)曲軸進(jìn)行CAD建模，然后導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS中，對(duì)三輪摩托車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸進(jìn)行靜力學(xué)分析，采用SOLID95單元，設(shè)置單元邊線長(zhǎng)度為4 mm，進(jìn)行網(wǎng)格劃分，結(jié)果如圖1所示.

圖1　曲軸的網(wǎng)格劃分

發(fā)動(dòng)機(jī)的主要分析參數(shù)如下：額定功率為5.5 kW；額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min；分析的曲軸為單拐曲軸，總長(zhǎng)為287.3±0.3 mm；與發(fā)動(dòng)機(jī)連桿相連的軸頸尺寸為40 mm；曲軸的曲柄半徑為35 mm；連桿質(zhì)量為0.78 kg；連桿中心距為116 mm；活塞組質(zhì)量為0.45 kg；活塞直徑為88 mm；曲軸材料為QT600-2；材料密度為7 120 kg/m3；彈性模量為169 GPa；泊松比為0.286；抗拉強(qiáng)度為600 MPa，屈服強(qiáng)度為330 MPa.

根據(jù)文獻(xiàn)[2]和[3]可知，施加在活塞上的氣體作用力為：

(1)

式中：D為活塞直徑；p為燃燒室內(nèi)氣體的壓力，可通過(guò)示功圖來(lái)獲得.

活塞和連桿的往復(fù)慣性力為：

Fw=-mwrw2(cos(α)+λcos(2α))

(2)

式中：mw為連桿和活塞組件的往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量；r為曲柄半徑；w為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度；α為曲柄旋轉(zhuǎn)角度；λ為曲柄半徑r與連桿中心距L的比值.

因此，連桿作用力F的計(jì)算公式為：

F=(Fp+Fw)/cos(β)

(3)

式中，β為連桿的旋轉(zhuǎn)角度.

根據(jù)式(1)～(3)可求出，曲軸所受的最大壓縮載荷在發(fā)動(dòng)機(jī)膨脹沖程的上止點(diǎn)附近，其值為116 117 N，而最大拉載荷在發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣沖程的上止點(diǎn)附近，其值為5 525 N.假設(shè)載荷沿圓周和軸線方向?yàn)槎螔佄锞€分布，加載到軸頸部位[2].

設(shè)置曲軸左端軸承安裝處(采用6308的軸承)徑向約束條件為0(以圓柱坐標(biāo)進(jìn)行設(shè)置)，而在曲軸的右端，即輸出扭矩的一端，設(shè)置θ和z的約束條件為0.考慮到曲軸自身慣性力的影響，設(shè)置額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min時(shí)的角速度為314 rad/s，加速度為9.8 m/s2.

2仿真與結(jié)果討論

2.1原曲軸強(qiáng)度分析

圖2、圖3分別為受壓和受拉載荷下，原曲軸的Vom Mises等效應(yīng)力云圖.從圖中可以看出，應(yīng)力最大的位置均在軸頸和右端曲柄臂相連的過(guò)渡圓角下部，其值分別為346 MPa、8.08 MPa.在受壓載荷下，曲軸所承受的應(yīng)力要大于材料的屈服強(qiáng)度，容易導(dǎo)致曲軸材料破壞，產(chǎn)生斷裂.

圖2　原曲軸受壓的Vom Mises等效應(yīng)力云圖

三輪摩托車(chē)在實(shí)際運(yùn)行中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸出現(xiàn)了斷裂，而且斷裂的位置相對(duì)比較穩(wěn)定，均為圖4中位置.這與有限元計(jì)算的結(jié)果(圖2)完全一致，表明曲軸主要是受到壓載荷作用才導(dǎo)致斷裂的.

圖3　原曲軸受拉的Vom Mises等效應(yīng)力云圖

圖4　曲軸斷裂實(shí)物圖

圖5　曲軸結(jié)構(gòu)示意圖

2.2改進(jìn)曲軸強(qiáng)度分析

從以上分析可知，曲軸強(qiáng)度未達(dá)到要求.為了提高強(qiáng)度，對(duì)圖5所示的三個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行修改.將原始尺寸D=40 mm，B=48 mm，R0=2.5 mm改為D=50 mm，B=60 mm，R0=4.5 mm，同時(shí)為了修改后，曲軸不產(chǎn)生附加偏心力，筆者將曲柄臂的配重重新調(diào)整.同時(shí)將材料改為QT800-2，它的密度為7 300 kg/m3，彈性模量為174 GPa，泊松比為0.27，抗拉強(qiáng)度為800 MPa，屈服強(qiáng)度為480 MPa.

圖6為受到最大壓縮載荷時(shí)，改進(jìn)曲軸的Vom Mises等效應(yīng)力云圖.圖7為受到拉載荷時(shí)，改進(jìn)曲軸的Vom Mises等效應(yīng)力云圖.從圖中可以看出，應(yīng)力最大的位置仍然在軸頸和右端曲柄臂相連的過(guò)渡圓角下部，但壓應(yīng)力要比拉應(yīng)力大很多，分別為198 MPa、5.77 MPa，應(yīng)力均小于材料的屈服強(qiáng)度480 MPa.但還需進(jìn)一步對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核.

圖6　改進(jìn)曲軸受壓的Vom Mises等效應(yīng)力云圖

圖7　改進(jìn)曲軸受拉的Vom Mises等效應(yīng)力云圖

在工程設(shè)計(jì)中，曲軸疲勞強(qiáng)度校核通常采用Goodman直線或折線方程的疲勞安全系數(shù)進(jìn)行評(píng)價(jià)，計(jì)算公式如下[4-5]：

nσ=δ-1/(kσδa/(εσβσ)+Ψσδm)

(4)

式中：δ-1為對(duì)稱(chēng)疲勞極限，取值為360 MPa；kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，取值為1；εσ為尺寸系數(shù)，取值為0.84；βσ為強(qiáng)度系數(shù)，取值為1.4；Ψσ為不對(duì)稱(chēng)敏感系數(shù)，取值為0.36.以上數(shù)據(jù)均由文獻(xiàn)[5]提供.δa為應(yīng)力幅，可通過(guò)圖6、圖7的應(yīng)力云圖得到，其值為(198-5.77)/2=96.12 MPa.δm為平均應(yīng)力，其值為(198+5.77)/2=101.89 MPa.

通過(guò)式(4)，便可得到疲勞安全系數(shù)，表1為曲軸結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的對(duì)比數(shù)據(jù).從表中可以看出，曲軸改進(jìn)后，最大Vom Mises等效應(yīng)力值明顯下降，疲勞安全系數(shù)明顯提高，而且其值大于1.8，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，屬于安全的.圖8為改進(jìn)后的曲軸實(shí)物圖.

表1　曲軸改進(jìn)后對(duì)比數(shù)據(jù)

圖8　改進(jìn)后的曲軸

3結(jié)論

通過(guò)有限元軟件對(duì)三輪摩托車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸進(jìn)行受力分析，可以得到以下結(jié)論：(1)曲軸斷裂主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)在膨脹沖程的上止點(diǎn)附近，受到壓載荷的作用，產(chǎn)生的應(yīng)力值大于材料的屈服強(qiáng)度，導(dǎo)致曲軸材料破壞，出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象；(2)通過(guò)增加曲軸直徑、曲頸和曲柄臂相連的過(guò)渡圓角值，選擇更好的曲軸材料，可以有效減少曲軸工作時(shí)產(chǎn)生的應(yīng)力.通過(guò)疲勞強(qiáng)度校核，此方案是可行的，改良后的曲軸完全滿(mǎn)足疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)要求.

參考文獻(xiàn):

[1]王曉華,崔志琴,張騰,等. 汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的參數(shù)化設(shè)計(jì)[J]. 農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程,2011(12):43-45.

[2]蔣明安,王金生. 有限元方法在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸斷裂分析的應(yīng)用[J].機(jī)械工程師, 2013(12):163-164.

[3]黃以兵. 16V17柴油機(jī)曲軸研制與有限元分析[D].山東理工大學(xué),2012.

[4]鄧召文,陳濤. 基于ANSYS的BN492發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸有限元分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程,2010(8):29-33.

[5]劉必榮. 基于ANSYS的小型柴油機(jī)曲軸應(yīng)力分析[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車(chē),2004 (3):30-32.

收稿日期：2015-11-16

基金項(xiàng)目：臺(tái)州市科技計(jì)劃資助項(xiàng)目(14GY06)

作者簡(jiǎn)介：蔣明安 (1963-)，男，浙江臺(tái)州人，高級(jí)工程師，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)與制造工藝.

文章編號(hào)：1006-3269(2016)02-0034-03

中圖分類(lèi)號(hào)：TG385.2; TG316

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

doi:10.3969/j.issn.1006-3269.2016.02.008

Fracture Analysis and Structural Improvements of the Engine Crankshaft

JIANG Ming-an，ZHOU Rui-li，HUANG Bi-jun

(Taizhou Vocational and Technical College, Taizhou 318000,China)

Abstract：The fracture of the three wheeled motorcycles crankshafts greatly affects customers use and corporate reputation. This paper carries out the static analysis of engine crankshaft by the finite element software, and found out the fracture position which is consistent with the actual fracture position. Crankshaft structural parameters of the fracture position have been modified and the material has been adjusted which reaches a satisfied result.

Key words:crankshaft；fracture；structural improvement