俞 冬 張建軍 張思崇 郭凌崧

（1-江蘇林海動力機械集團有限公司 江蘇 泰州 225300 2-天津內(nèi)燃機研究所（天津摩托車技術(shù)中心））

引言

內(nèi)燃機工作原理是通過連桿將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)化為曲軸的旋轉(zhuǎn)運動[1]。曲軸是內(nèi)燃機的重要部件，它通過連桿將活塞突發(fā)的位移轉(zhuǎn)化為平滑的旋轉(zhuǎn)輸出，同時它也承受來自氣室燃燒較大的沖擊力以及機構(gòu)運動往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力[2]。燃燒力和慣性力通過連桿作用在曲軸上，產(chǎn)生彎曲載荷和扭轉(zhuǎn)載荷，力的大小與燃燒室壓強、曲軸半徑、連桿長度以及活塞和連桿的質(zhì)量等諸多因素有關(guān)[3-4]。曲軸在大載荷以及連續(xù)變化的彎曲力矩和扭轉(zhuǎn)力矩下工作，常見的失效形式是曲軸軸頸圓角區(qū)域疲勞，因此它必須有足夠的強度來抵抗它所承受的彎曲和扭轉(zhuǎn)力矩[4-6]。曲軸在不同角度承受波動應(yīng)力，它應(yīng)該有足夠的耐力極限應(yīng)力[7]。

發(fā)動機的安全可靠性和使用壽命很大程度上取決于曲軸的強度[5-6]。有限元技術(shù)可以對曲軸進行靜態(tài)和動態(tài)分析，得到曲軸應(yīng)力、模態(tài)和疲勞等信息，確定曲軸的臨界應(yīng)力區(qū)域，對于早期開發(fā)階段提高零件設(shè)計質(zhì)量以及后期產(chǎn)品性能提升優(yōu)化都具有重要作用[2，4-6，8-10]。虛擬樣機技術(shù)為新產(chǎn)品的設(shè)計開發(fā)提供了參考和理論依據(jù)，可比較容易得到作用在曲柄銷上的動態(tài)變化載荷譜[11]。結(jié)合有限元技術(shù)，對曲軸總成進行剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)分析，對曲軸總成的研制具有現(xiàn)實意義[12-14]。

1 建模和計算分析

本文研究的曲軸連桿活塞機構(gòu)，曲軸由左半曲軸、曲柄銷、右半曲軸構(gòu)成，連桿通過軸承與曲柄銷和活塞銷連接，將活塞的往復(fù)線性運動輸入轉(zhuǎn)換為曲軸的連續(xù)旋轉(zhuǎn)運動輸出，從而驅(qū)動車輛行駛。該機構(gòu)可抽象簡化為如圖1 所示，O 點為曲軸旋轉(zhuǎn)中心，A 點為曲柄銷中心，B 點為活塞銷中心。

圖1 曲軸連桿活塞機構(gòu)簡圖及參數(shù)表示

以曲軸旋轉(zhuǎn)中心O 為原點建立全局坐標(biāo)系，以活塞平移方向作為X 軸，以曲軸旋轉(zhuǎn)軸作為Z 軸建立直角坐標(biāo)系，Y 軸豎直向上。其中，θ 表示曲軸與X 軸的夾角，β 表示連桿與X 軸的夾角，r 為曲軸旋轉(zhuǎn)半徑，l 為連桿長度，G 點表示連桿質(zhì)心位置，lg為連桿質(zhì)心到連桿大頭的距離，mc表示曲軸質(zhì)量，mr表示連桿質(zhì)量（mrA為連桿大頭等效質(zhì)量，mrB為連桿小頭等效質(zhì)量），mp表示活塞總成質(zhì)量，SBX表示活塞銷中心在X 軸向的位移。該曲軸連桿活塞機構(gòu)的所屬發(fā)動機的配置參數(shù)，如表1 所示。將三維模型導(dǎo)入到ADAMS 中，設(shè)置參數(shù)、添加約束和驅(qū)動，建立該模型的虛擬樣機。

表1 曲軸所屬發(fā)動機的配置參數(shù)

2 分析和結(jié)果

2.1 靜載荷分析

由表1 可知，該曲軸所屬發(fā)動機的氣缸氣體燃燒最大壓強為1.4 MPa，此時曲軸和連桿轉(zhuǎn)角分別為θ=355°、β=1.5°，則作用在活塞銷X 方向的力為：

由圖1 可知，作用在連桿上的推力為：

Fq=FBX/cosβ=7 040 N

曲柄銷處的徑向力為：

Fr=Fq·cos（θ+β）=7 027 N

曲軸銷處的切向力為：

Ft=Fq·sin（θ+β）=-430 N

對曲軸作靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析，將曲軸兩端固定，對曲軸兩處軸承支承處施加圓柱副約束，對曲軸銷施加徑向力和切向力，得到曲軸等效應(yīng)力和剪切應(yīng)力，如圖2、圖3 所示。

圖2 曲軸靜態(tài)等效應(yīng)力分析

圖3 曲軸靜態(tài)剪切應(yīng)力分析

從圖2 可以看出，曲軸最大等效應(yīng)力位于曲軸腹板與軸承支撐區(qū)域之間的軸頸圓角位置，最大值為78.104 MPa，低于45 號鋼材料的屈服應(yīng)力355 MPa。由圖3 可知，曲軸最大剪切應(yīng)力位置與最大等效應(yīng)力位置相同，最大值為36.922 MPa，低于材料的許用剪應(yīng)力146 MPa（安全系數(shù)取1.4）。

2.2 動載荷分析

燃燒室氣體燃燒過程，活塞端面的壓強是不斷變化的。圖4 為該型號發(fā)動機一個完整循環(huán)周期內(nèi)活塞端面壓強相對曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。

由圖4 曲線可計算得到在不同曲軸轉(zhuǎn)速時，曲軸與連桿大頭連接處的曲柄銷徑向力和切向力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化情況，如圖5 所示。對比圖5 的動載荷分析與靜載荷分析，可以發(fā)現(xiàn)動載荷分析的曲柄銷受力與靜載荷分析的結(jié)果基本一致，差異主要是由于往復(fù)慣性力和轉(zhuǎn)動慣量的影響。

圖5 曲柄銷處受力在一個完整周期內(nèi)變化（ω1=3 000 r/min）

由動載荷分析數(shù)據(jù)，可得到曲軸關(guān)鍵區(qū)域臨界位置的應(yīng)力變化情況，如圖6 所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，左端軸承軸頸位置1 處應(yīng)力最大，其次是右端軸承軸頸位置2 處，曲柄銷和腹板連接位置3 應(yīng)力較小。

圖6 曲軸不同位置等效應(yīng)力變化情況（ω1=3 000 r/min）

3 結(jié)論

1）對比曲軸靜態(tài)結(jié)構(gòu)和動載荷分析結(jié)果，發(fā)現(xiàn)兩者分析結(jié)果存在誤差但很接近，考慮到往復(fù)慣性力和轉(zhuǎn)動慣量的影響，可以認(rèn)定動載荷分析的準(zhǔn)確性，且通?？捎渺o態(tài)分析來預(yù)判結(jié)構(gòu)強度。

2）由有限元靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析可知，曲軸最大等效應(yīng)力為78.104 MPa，最大剪切應(yīng)力為36.922 MPa，均發(fā)生在曲軸腹板與軸承支撐區(qū)域之間的軸頸圓角區(qū)域，且低于材料的屈服應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力。由動載荷分析得到一個完整周期內(nèi)曲軸不同臨界位置的應(yīng)力變化情況，在循環(huán)載荷作用下，左端軸承軸頸位置1 處相對有較高的疲勞失效風(fēng)險。