(1.安徽理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 安徽 淮南 232001；2.安凱福田曙光車橋公司 安徽 合肥 230000)

前言

發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)最終會(huì)導(dǎo)致曲軸軸系發(fā)生扭斷故障會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的壽命降低、甚至是曲軸斷裂。因此在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系的研究工作中最重要的就是對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸軸系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行研究。隨著許多有限元軟件以及多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件相繼出現(xiàn)并且更趨于完善，這些軟件得到廣泛的運(yùn)用。本文選擇Solidworks軟件對(duì)某款直列四缸的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸進(jìn)行三維建模，并Simulation模塊對(duì)所建模型進(jìn)行靜應(yīng)力分析。

一、曲軸的結(jié)構(gòu)及受力分析

本文選取某款直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸為研究對(duì)象，該曲軸主要由主軸頸、曲柄、平衡重、連桿軸頸、前端軸和后凸緣等組成。該款發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火順序?yàn)?-3-4-2，其氣缸的缸徑為80mm。當(dāng)處于一缸點(diǎn)火的工況下，各缸的缸內(nèi)壓力和運(yùn)行工況如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)各缸工況表

根據(jù)各缸的缸內(nèi)壓力和缸徑大小，可以求得各缸通過(guò)連桿作用在連桿軸頸上力的大小，其中F1=32656N、F2=4019.2N、F3=2512N、F4=452.16N、當(dāng)轉(zhuǎn)速為3000r/min時(shí)，前端軸所受轉(zhuǎn)矩約為T=150N.m。

二、曲軸三維模型的建立

首先需要通過(guò)Solidworks三維建模軟件建立所需實(shí)體模型，然后再通過(guò)Simulation模塊對(duì)模型進(jìn)行有限元分析，建模結(jié)果如圖1所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸三維模型

三、曲軸的有限元分析

通過(guò)Simulation模塊對(duì)曲軸模型進(jìn)行材料屬性定義、施加約束和載荷及劃分網(wǎng)格等，具體步驟如下：

(1)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸常用碳鋼或中碳合金鋼經(jīng)模鍛而成，本文選擇34CrNiMo6作為曲軸的材料來(lái)進(jìn)行分析，且假設(shè)曲軸材料組成是各向同性并且均勻的，其材料具體參數(shù)如表 2所示。

表2 曲軸材料參數(shù)表

(2)在主軸頸處添加軸承夾具，在連桿軸頸和前端軸處分別施加外部載荷，其中連桿軸頸處受力大小為理論受力分析計(jì)算所得，查閱相關(guān)資料確定前端軸處所受轉(zhuǎn)矩大小，外部載荷和夾具的施加。

(3)在應(yīng)用有限元分析問(wèn)題時(shí)，單元的類型和網(wǎng)格的劃分在一定程度上決定了求解問(wèn)題的計(jì)算精度。采用標(biāo)準(zhǔn)網(wǎng)格對(duì)曲軸模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其節(jié)點(diǎn)總數(shù)為57390個(gè)，單元總數(shù)為34297個(gè)，網(wǎng)格品質(zhì)高。

(4)運(yùn)行此算例，得到曲軸的應(yīng)力、位移和應(yīng)變圖，如圖2至圖4所示。從圖中可以看到最大應(yīng)力處受力為140.5Mpa,遠(yuǎn)小于屈服力1000Mpa,滿足強(qiáng)度要求。

圖2 曲軸的應(yīng)力圖

圖3曲軸的位移圖 圖4曲軸的應(yīng)變圖

通過(guò)探測(cè)可知，整個(gè)零件安全系數(shù)較低的地方出現(xiàn)在一缸位置的油孔、主軸頸和連桿軸頸的過(guò)渡圓角處，位移變化最大的為一缸曲拐的平衡重處，其中主軸頸處所受應(yīng)力最大為140.5Mpa、油孔處應(yīng)力為81.07Mpa、連桿軸頸處應(yīng)力為115.1Mpa，均遠(yuǎn)低于材料的屈服強(qiáng)度，但考慮到實(shí)際應(yīng)用中曲軸所處的惡劣工作環(huán)境，所以這幾處應(yīng)作為重點(diǎn)的強(qiáng)化對(duì)象進(jìn)行局部淬火調(diào)質(zhì)處理進(jìn)行強(qiáng)化，以保證安全性。

本文只研究了一缸處于點(diǎn)火位置時(shí)的受力工況，從曲軸的結(jié)構(gòu)以及布置形式來(lái)看，其它各缸的處于最大受力位置時(shí)的應(yīng)力分布可由此類推得到，故在此處不需要重復(fù)計(jì)算，曲軸的靜態(tài)強(qiáng)度存在一定的安全冗余。

四、總結(jié)

根據(jù)曲軸靜應(yīng)力分析結(jié)果在連桿軸頸的油孔處、主軸頸和連桿軸頸的過(guò)渡圓角處出現(xiàn)集中應(yīng)力，可以進(jìn)行局部調(diào)質(zhì)處理以提高曲軸的強(qiáng)度，從而可以延長(zhǎng)曲軸的工作壽命。仿真結(jié)果對(duì)本領(lǐng)域后續(xù)的相關(guān)研究具有一定的參考價(jià)值。