(1.安徽理工大學(xué)機械工程學(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)動機曲軸軸系的扭轉(zhuǎn)振動最終會導(dǎo)致曲軸軸系發(fā)生扭斷故障會導(dǎo)致發(fā)動機的壽命降低、甚至是曲軸斷裂。因此在發(fā)動機曲軸軸系的研究工作中最重要的就是對發(fā)動機曲軸軸系的扭轉(zhuǎn)振動特性進行研究。隨著許多有限元軟件以及多體動力學(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用。本文選擇Solidworks軟件對某款直列四缸的發(fā)動機曲軸進行三維建模，并Simulation模塊對所建模型進行靜應(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)動機曲軸為研究對象，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)動機的點火順序為1-3-4-2，其氣缸的缸徑為80mm。當處于一缸點火的工況下，各缸的缸內(nèi)壓力和運行工況如表1所示。

表1 發(fā)動機各缸工況表

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、當轉(zhuǎn)速為3000r/min時，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Solidworks三維建模軟件建立所需實體模型，然后再通過Simulation模塊對模型進行有限元分析，建模結(jié)果如圖1所示。

圖1 發(fā)動機曲軸三維模型

三、曲軸的有限元分析

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

(1)發(fā)動機曲軸常用碳鋼或中碳合金鋼經(jīng)模鍛而成，本文選擇34CrNiMo6作為曲軸的材料來進行分析，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)用有限元分析問題時，單元的類型和網(wǎng)格的劃分在一定程度上決定了求解問題的計算精度。采用標準網(wǎng)格對曲軸模型進行網(wǎng)格劃分，其節(jié)點總數(shù)為57390個，單元總數(shù)為34297個，網(wǎng)格品質(zhì)高。

(4)運行此算例，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,遠小于屈服力1000Mpa,滿足強度要求。

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

通過探測可知，整個零件安全系數(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，均遠低于材料的屈服強度，但考慮到實際應(yīng)用中曲軸所處的惡劣工作環(huán)境，所以這幾處應(yīng)作為重點的強化對象進行局部淬火調(diào)質(zhì)處理進行強化，以保證安全性。

本文只研究了一缸處于點火位置時的受力工況，從曲軸的結(jié)構(gòu)以及布置形式來看，其它各缸的處于最大受力位置時的應(yīng)力分布可由此類推得到，故在此處不需要重復(fù)計算，曲軸的靜態(tài)強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渡圓角處出現(xiàn)集中應(yīng)力，可以進行局部調(diào)質(zhì)處理以提高曲軸的強度，從而可以延長曲軸的工作壽命。仿真結(jié)果對本領(lǐng)域后續(xù)的相關(guān)研究具有一定的參考價值。