連桿頸直徑對曲軸性能及摩擦損耗的影響探討

余化志 閆雪華 唐海嬌

摘要：文章通過Lotus Concept Crank Train軟件對某三缸發(fā)動機曲軸進行了分析，計算了連桿頸直徑對曲軸安全系數(shù)、連桿頸承受的最大單位載荷以及連桿頸引起的最大摩擦損失的影響，曲軸安全系數(shù)及摩擦損失隨連桿頸直徑增加而增大，最大單位載荷將隨連桿頸直徑增加而減少。

關鍵詞：曲軸結構設計；連桿頸直徑；摩擦損失；曲軸性能；三缸發(fā)動機 文獻標識碼：A

中圖分類號：TG580 文章編號：1009-2374（2016）18-0064-02 DOI：10.13535/j.cnki.11-4406/n.2016.18.032

曲軸是發(fā)動機部件中最重要的部件之一，將活塞的往復運動轉換成旋轉運動，從而輸出動力。因此其工作狀況極其復雜，其承受來自燃燒室的周期性作用力，活塞、連桿的往復慣性力和旋轉離心力，承載著扭轉和彎曲的復雜交變應力。因此，在曲軸的設計開發(fā)過程中，須先滿足曲軸的工作強度要求。為了提高曲軸強度，一般通過采用高強度材料和提高曲軸結構剛度以滿足設計要求。為了提高曲軸的扭轉剛度和彎曲剛度，主要途徑是加大曲柄臂與軸頸間的過渡圓角以及改善滾壓工藝、增大軸頸直徑、增加曲柄臂厚度。實踐和理論表明，通過增加過渡圓角的方式比其他途徑更加能充分發(fā)揮材料效能，但是在充分利用其潛能后，就需要通過增加軸頸直徑，增加重疊度的方式以使得曲軸強度滿足設計要求。同時，在滿足曲軸強度要求前提下，仍需考慮曲軸對發(fā)動機的技術參數(shù)、缸體的設計、扭轉振動、軸承潤滑、附件安裝及制造工藝等問題的影響。在綜合各方面影響后，優(yōu)化曲軸各參數(shù)，以滿足發(fā)動機對曲軸的要求。本文通過Lotus Concept Crank Train軟件對某三缸發(fā)動機曲軸進行概念設計計算，基于相應制造工藝以及發(fā)動機結構空間限制，分析了增大連桿頸直徑對曲軸強度的影響，同時分析了連桿頸直徑對發(fā)動機性能、軸承受力大小的影響，為該型發(fā)動機曲軸的結構設計提供了理論依據(jù)。

1 曲軸設計模型

曲軸強度計算的主要工作是曲軸的應力計算，在此基礎上計算曲軸疲勞強度，在曲軸設計的早期方法當中，較為粗略的設計往往只考慮彎矩的影響，而忽略了扭轉應力的影響；Lotus Concept Crank Train軟件采用更加精確的計算方法，其曲軸疲勞安全系數(shù)的計算結果不僅考核了彎矩的影響，還考慮到扭振對扭轉應力的影響，更能體現(xiàn)實際的曲軸工作狀態(tài)。根據(jù)曲軸軸系的有關計算邊界條件建立如下計算模型，具體模型如圖1所示：

1.1 曲軸設計輸入條件

本文以一臺直列3缸汽油機為研究對象，將發(fā)動機在各轉速下的最大爆發(fā)壓力作為載荷施加到計算模型上，進行計算，圖2為不同轉速下的最大爆發(fā)壓力。

曲軸材料為QT850，抗拉強度為850MPa，屈服強度為550MPa，泊松比為0.27，強化后疲勞強度為520MPa。

1.2 計算方案

為了研究不同連桿頸直徑對摩擦損耗、疲勞強度、扭振的影響情況。在發(fā)動機壓力曲線、曲軸材料等其他各輸入?yún)?shù)保持不變條件下，分別計算連桿頸直徑為38mm、39mm、40mm、41mm、42mm、43mm的曲軸對發(fā)動機性能、曲軸性能的影響。

2 計算結果

通過Lotus Concept Crank Train軟件對不同連桿頸直徑的曲軸進行摩擦損耗計算，潤滑油為5W/30以及扭轉振動計算和強度分析，得出如下結果：

2.1 不同連桿頸直徑對曲軸疲勞安全系數(shù)的影響

在曲軸主軸頸直徑不變狀態(tài)下，曲軸的重疊度隨連桿頸直徑的增大而增大。曲軸重疊度指曲軸連桿頸與主軸頸的最大重合尺寸，即：

式中：e為重疊度；Dm為主軸頸直徑；Dp為連桿頸直徑；s為曲拐半徑。

曲軸失效部位一般位于曲柄臂與連桿頸連接部位，通過計算，曲軸的最小安全系數(shù)均位于上述位置，與理論一致。從表1可知，在曲軸結構其他參數(shù)不變以及相同的計算工況條件下，連桿頸直徑由38mm增大到43mm，重疊度從8.25增大到10.25，增加了24%，從而使曲軸的最小安全系數(shù)（fmin）由1.298依次增大到1.608，增大了24.58%。

如圖3所示，在發(fā)動機的運轉速度范圍內，曲軸的最小安全系數(shù)（fmin）與曲軸的重疊度（e）成正比，通過最小二乘法擬合得知：

（R2=0.9954）

通過上式，可以預估曲軸連桿頸直徑對曲軸疲勞強度的影響，對類似曲軸的連桿頸直徑進行初步設計。綜合以上數(shù)據(jù)可知，增加曲軸連桿頸直徑，可以增大曲軸的重疊度，從而提高曲軸的整體剛度，使得曲軸的疲勞強度增加，提高了曲軸的安全系數(shù)，在相同工況下，提高了曲軸壽命。

2.2 連桿頸直徑對其承受的最大單位載荷的影響

從圖4可知，在發(fā)動機轉速范圍內，連桿頸承受的最大單位載荷隨轉速的變化與發(fā)動機的爆發(fā)壓力變化趨勢一致；且在同一轉速下，最大單位載荷隨連桿頸直徑的變大而減少。從表2內的比表面積和發(fā)動機轉速范圍內的最大單位載荷數(shù)據(jù)可以，連桿頸直徑為38mm時，其比表面積為2089.16mm2，連桿頸承受的最大單位載荷為51.32MPa；當連桿頸直徑為43mm時，其比表面積增大到2364.05mm2，連桿頸承受的最大單位載荷減少至45.34MPa，減少了11.65%。由于在特定轉速條件下，發(fā)動機性能變化較小，連桿頸直徑的增大，其表面積隨之增加，從而使得連桿頸承受的最大單位載荷減少，有益于改善連桿瓦的工作條件，提高其服役壽命。

2.3 不同連桿頸直徑對發(fā)動機摩擦損失的影響

因曲軸的主軸頸和連桿頸通過與軸瓦相互運動，產生一定的摩擦損耗，因曲軸引起的摩擦損失不僅受曲軸轉速影響，同時也隨軸頸直徑的增加而增大。從圖5可知，在發(fā)動機的運轉速度范圍內，因連桿頸直徑引起的最大摩擦損失隨連桿頸直徑增大而逐步提高。當連桿頸直徑為38mm時，在發(fā)動機的運轉速度范圍內，因連桿頸直徑引起的最大摩擦損失為0.282kW，在連桿頸直徑為43mm時，最大摩擦損失為0.387kW，增加了0.105kW，提高了37.23%。在此曲軸的參數(shù)設計計算中，通過對最大摩擦損失的結果進行數(shù)據(jù)分析可知，最大摩擦損失（W）與連桿頸直徑成正比。通過最小二乘法擬合得知：

R2=0.9984

由以上數(shù)據(jù)可知，在相同曲軸轉速下，由于軸頸直徑增加，導致軸頸與軸瓦的接觸面積隨之增大，從而使得摩擦損失也隨之提高。在初步設計軸頸直徑時，可以通過上式對因軸頸直徑變化引起的摩擦損失進行預估，從而可以對軸頸直徑的設計進行預先綜合性能評估。

3 結語

本文通過Lotus Concept Crank Train軟件對曲軸進行以上的分析計算得出：在發(fā)動機的運轉速度范圍內，曲軸的最小安全系數(shù)（fmin）與曲軸的重疊度（e）成正比，亦即增大連桿頸直徑可以提高曲軸疲勞強度，提高曲軸的壽命；在相同發(fā)動機性能條件下，隨著連桿頸直徑增大，連桿頸承受的最大單位載荷隨之減少，亦能改善連桿瓦的工作條件，提高其服役壽命；因連桿頸引起的最大摩擦損失隨連桿頸直徑增大而增加。本文還通過最小二乘法得出連桿頸直徑與曲軸安全系數(shù)及摩擦損失的函數(shù)關系，為該型發(fā)動機曲軸的結構設計及以后類似曲軸設計提供了理論依據(jù)和參考。

參考文獻

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作者簡介：余化志（1989-），男，重慶人，上汽通用五菱汽車股份有限公司重慶分公司助理工程師，研究方向：供應商質量管理。

（責任編輯：蔣建華）