張俊峰，張春光，董宇新，安 磊，褚 帥，劉佳慧

（1.沈陽儀表科學(xué)研究院有限公司，沈陽 110043；2.河南伯淼水處理有限公司，鄭州 450053）

0 引言

曲軸是大功率往復(fù)泵動力端核心零部件，它與連桿、活塞等零部件組成曲柄連桿機構(gòu)[1]。隨著往復(fù)泵功率水平不斷提高，對曲軸的性能要求也更加嚴格[2-3]。曲軸不僅要滿足強度校核計算，還要考慮低應(yīng)力水平下的疲勞斷裂，目前疲勞分析主要有樣件試驗與軟件仿真兩種方法，由于試驗法工作量大、成本高等缺點逐漸被淘汰，隨著計算機水平不斷提高，利用疲勞軟件仿真逐漸成為一種主流的分析方法[4-5]。本文以大功率往復(fù)泵曲軸作為研究對象，利用多體動力學(xué)、有限元法和疲勞分析相結(jié)合的仿真分析法來對曲軸進行疲勞評估。

1 曲軸結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

本文利用三維CAD軟件進行曲軸系建模，將模型導(dǎo)入動力學(xué)分析軟件，利用有限元法將曲軸零件進行柔性化處理，對曲柄連桿機構(gòu)各零部件賦予材料信息，設(shè)置邊界條件，曲軸系虛擬樣機如圖1所示。通過仿真，提取柔性體曲軸邊界載荷譜，將模型導(dǎo)入有限元軟件進行靜力學(xué)仿真分析。

曲軸是本文分析的核心部件，需對曲軸進行柔性化處理，利用有限元軟件生成.mnf文件，替代虛擬樣機中的剛性體曲軸[6-7]。由于曲軸轉(zhuǎn)速為380 r/min，其曲軸旋轉(zhuǎn)1周的時間約為0.16 s，故選取0.16 s為1個分析周期。利用動力學(xué)分析軟件得到1個周期內(nèi)曲柄銷隨時間變化的載荷，圖2所示為曲柄銷1載荷隨時間變化曲線，其他曲柄銷所受載荷類似不一一列舉。通過對各曲柄銷所受載荷Q進行分析，確定曲軸5個危險工位，危險工位分別發(fā)生在0.03 s，0.064 s，0.098 s，0.13 s，0.16 s，即曲軸旋轉(zhuǎn)36°，108°，180°，252°，324°五個位置。

圖1 曲軸系虛擬樣機

圖2 曲柄銷1載荷隨時間變化曲線

前文通過動力學(xué)分析找到曲軸危險工作位置，需將危險工作位置下的載荷導(dǎo)入有限元軟件進一步分析曲軸的應(yīng)力情況，從而發(fā)現(xiàn)曲軸的危險部位。在對曲軸進行應(yīng)力分析前，需將曲軸模型進行簡化，忽略曲軸內(nèi)部油孔的影響，簡化后將曲軸零件模型導(dǎo)入有限元軟件中，并對其進行網(wǎng)格劃分，劃分網(wǎng)格時盡量保證曲柄銷部位為六面體網(wǎng)格，保證圓角部位網(wǎng)格形狀，網(wǎng)格設(shè)置為實體單元，在曲軸軸承支撐位置和曲柄銷轉(zhuǎn)動位置設(shè)置蜘蛛網(wǎng)型梁單元，設(shè)置用于施加載荷的外連接點。本文曲軸采用5拐4支撐布局，分別在軸承支撐位置施加Ux、Uy、Uz位移約束，對齒輪嚙合位置施加圓周方向上的位移約束，防止曲軸發(fā)生剛體位移，將動力學(xué)分析輸出的載荷文件導(dǎo)入有限元軟件中施加載荷邊界條件，曲軸邊界條件設(shè)置如圖3所示，對曲軸模型進行檢查，確認無誤后對曲軸進行求解計算。

圖3 曲軸邊界條件設(shè)置

通過仿真計算，提取曲軸旋轉(zhuǎn)一圈中5個危險工位的應(yīng)力云圖。通過對比分析，其應(yīng)力值均小于曲軸材料屈服值，并且危險位置均在曲柄銷圓角處，其中最大應(yīng)力值為366 MPa，發(fā)生在曲軸旋轉(zhuǎn)36°時第2個曲柄與第2個曲柄銷圓角連接處，滿足其強度要求，如圖4～8所示。通過有限元靜力學(xué)分析生成.rst結(jié)果文件，作為疲勞分析的依據(jù)。

圖4 第1危險工位應(yīng)力云圖

圖5 第2危險工位應(yīng)力云圖

圖6 第3危險工位應(yīng)力云圖

圖7 第4危險工位應(yīng)力云圖

圖8 第5危險工位應(yīng)力云圖

2 曲軸疲勞分析

曲軸通過多體動力學(xué)及有限元分析得到其強度符合設(shè)計要求，但大量實驗及實踐情況表明，曲軸疲勞斷裂是曲軸主要的失效形式，故仍需對曲軸進行疲勞分析[8-9]。本文利用疲勞仿真軟件進行曲軸零件疲勞分析，根據(jù)其軟件特點建立具體流程如圖9所示。其采用動力學(xué)仿真分析，有限元法數(shù)值計算，及疲勞軟件仿真相結(jié)合的方式研究曲軸疲勞特性，該方法具有計算準確、效率高的特點。

圖9 曲軸疲勞分析流程框圖

創(chuàng)建疲勞分析流程，將分析所需的模塊拖入主工作區(qū)，將各個模塊用連接線連接，將有限元結(jié)果文件導(dǎo)入疲勞分析軟件，將疲勞分析載荷設(shè)置為time step模式，將5個危險工位下的載荷設(shè)置為疲勞分析載荷譜，設(shè)置曲軸材料屬性，曲軸材料采用18Cr2Ni4WA，其彈性模量207 GPa，泊松比0.29，屈服極限850 MPa，利用軟件材料設(shè)置功能生成材料S-N曲線如圖10所示，參數(shù)設(shè)計完成后疲勞流程圖如圖11所示。

圖10 曲軸材料S-N曲線

圖11 疲勞分析流程圖

經(jīng)過疲勞軟件分析，得到曲軸疲勞分析壽命和疲勞損傷結(jié)果，其最小循環(huán)次數(shù)為1.23×107，疲勞位置發(fā)生在第2曲柄銷根部圓角處，如圖12～13所示。通過仿真計算，得到曲軸疲勞滿足設(shè)計要求。

由于該設(shè)備設(shè)計之初就提出結(jié)構(gòu)小巧緊湊的設(shè)計要求，故曲軸尺寸較其他同類產(chǎn)品尺寸偏小。這也對曲軸的強度及抗疲勞十分不利，因此曲軸材料熱處理、表面處理等工藝方面提出很高要求。

圖12 曲軸疲勞分析壽命

圖13 曲軸疲勞損傷結(jié)果

3 結(jié)束語

（1）通過多體動力學(xué)分析和有限元靜力學(xué)分析，找到曲軸旋轉(zhuǎn)一圈出現(xiàn)的5個危險工位，得到曲軸應(yīng)力分析值，滿足曲軸的強度校核。

（2）通過疲勞分析軟件對曲軸進行疲勞分析，得到曲軸疲勞壽命與疲勞損傷分布云圖，找到疲勞最小循環(huán)次數(shù)1.23×107，疲勞位置發(fā)生在第2曲柄銷根部圓角處。

（3）采用動力學(xué)仿真分析，有限元法數(shù)值計算及疲勞軟件仿真相結(jié)合的方式研究曲軸結(jié)構(gòu)強度及疲勞特性，該方法具有通用性強、效率高、計算準確的特點。