發(fā)動機曲軸斷裂分析與結(jié)構(gòu)改進

蔣明安，周瑞麗，黃碧君

(臺州職業(yè)技術(shù)學院 機電學院，浙江臺州 318000)

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發(fā)動機曲軸斷裂分析與結(jié)構(gòu)改進

蔣明安，周瑞麗，黃碧君

(臺州職業(yè)技術(shù)學院 機電學院，浙江臺州 318000)

摘要：三輪摩托車在行駛過程中經(jīng)常出現(xiàn)曲軸斷裂現(xiàn)象，影響了客戶的使用安全及企業(yè)的聲譽.采用有限元軟件，對三輪摩托車發(fā)動機的曲軸進行靜力分析，找到了曲軸應力最大的部位，這與實際斷裂的情況吻合.對曲軸產(chǎn)生最大應力部位的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行改進，并對曲軸材料進行了調(diào)整，取得了較滿意的結(jié)果.

關(guān)鍵詞：曲軸；斷裂分析；結(jié)構(gòu)改進

三輪摩托車發(fā)動機曲軸是發(fā)動機的核心部件，它是活塞運動的連接部件，其性能的好壞將影響到發(fā)動機的使用壽命和可靠性[1].由于曲軸結(jié)構(gòu)復雜，很難用傳統(tǒng)的方法進行計算，并獲得滿意的結(jié)果.某三輪摩托車發(fā)動機為單缸發(fā)動機，在實際運行過程中，發(fā)動機曲軸大概在1個月內(nèi)便出現(xiàn)了斷裂，而且斷裂位置相對比較穩(wěn)定.因此，本文主要通過有限元方法，對曲軸斷裂進行分析，以期為實際生產(chǎn)提供理論依據(jù).

1有限元模型的建立

為了更加接近于實際，在CAD建模時，曲軸所有倒圓角、倒角部分均未簡化，按照原始尺寸進行建模，同時忽略油孔部分.

使用UG軟件對曲軸進行CAD建模，然后導入有限元分析軟件ANSYS中，對三輪摩托車發(fā)動機的曲軸進行靜力學分析，采用SOLID95單元，設(shè)置單元邊線長度為4 mm，進行網(wǎng)格劃分，結(jié)果如圖1所示.

圖1　曲軸的網(wǎng)格劃分

發(fā)動機的主要分析參數(shù)如下：額定功率為5.5 kW；額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/min；分析的曲軸為單拐曲軸，總長為287.3±0.3 mm；與發(fā)動機連桿相連的軸頸尺寸為40 mm；曲軸的曲柄半徑為35 mm；連桿質(zhì)量為0.78 kg；連桿中心距為116 mm；活塞組質(zhì)量為0.45 kg；活塞直徑為88 mm；曲軸材料為QT600-2；材料密度為7 120 kg/m3；彈性模量為169 GPa；泊松比為0.286；抗拉強度為600 MPa，屈服強度為330 MPa.

根據(jù)文獻[2]和[3]可知，施加在活塞上的氣體作用力為：

(1)

式中：D為活塞直徑；p為燃燒室內(nèi)氣體的壓力，可通過示功圖來獲得.

活塞和連桿的往復慣性力為：

Fw=-mwrw2(cos(α)+λcos(2α))

(2)

式中：mw為連桿和活塞組件的往復運動質(zhì)量；r為曲柄半徑；w為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度；α為曲柄旋轉(zhuǎn)角度；λ為曲柄半徑r與連桿中心距L的比值.

因此，連桿作用力F的計算公式為：

F=(Fp+Fw)/cos(β)

(3)

式中，β為連桿的旋轉(zhuǎn)角度.

根據(jù)式(1)～(3)可求出，曲軸所受的最大壓縮載荷在發(fā)動機膨脹沖程的上止點附近，其值為116 117 N，而最大拉載荷在發(fā)動機進氣沖程的上止點附近，其值為5 525 N.假設(shè)載荷沿圓周和軸線方向為二次拋物線分布，加載到軸頸部位[2].

設(shè)置曲軸左端軸承安裝處(采用6308的軸承)徑向約束條件為0(以圓柱坐標進行設(shè)置)，而在曲軸的右端，即輸出扭矩的一端，設(shè)置θ和z的約束條件為0.考慮到曲軸自身慣性力的影響，設(shè)置額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min時的角速度為314 rad/s，加速度為9.8 m/s2.

2仿真與結(jié)果討論

2.1原曲軸強度分析

圖2、圖3分別為受壓和受拉載荷下，原曲軸的Vom Mises等效應力云圖.從圖中可以看出，應力最大的位置均在軸頸和右端曲柄臂相連的過渡圓角下部，其值分別為346 MPa、8.08 MPa.在受壓載荷下，曲軸所承受的應力要大于材料的屈服強度，容易導致曲軸材料破壞，產(chǎn)生斷裂.

圖2　原曲軸受壓的Vom Mises等效應力云圖

三輪摩托車在實際運行中，發(fā)動機曲軸出現(xiàn)了斷裂，而且斷裂的位置相對比較穩(wěn)定，均為圖4中位置.這與有限元計算的結(jié)果(圖2)完全一致，表明曲軸主要是受到壓載荷作用才導致斷裂的.

圖3　原曲軸受拉的Vom Mises等效應力云圖

圖4　曲軸斷裂實物圖

圖5　曲軸結(jié)構(gòu)示意圖

2.2改進曲軸強度分析

從以上分析可知，曲軸強度未達到要求.為了提高強度，對圖5所示的三個結(jié)構(gòu)參數(shù)進行修改.將原始尺寸D=40 mm，B=48 mm，R0=2.5 mm改為D=50 mm，B=60 mm，R0=4.5 mm，同時為了修改后，曲軸不產(chǎn)生附加偏心力，筆者將曲柄臂的配重重新調(diào)整.同時將材料改為QT800-2，它的密度為7 300 kg/m3，彈性模量為174 GPa，泊松比為0.27，抗拉強度為800 MPa，屈服強度為480 MPa.

圖6為受到最大壓縮載荷時，改進曲軸的Vom Mises等效應力云圖.圖7為受到拉載荷時，改進曲軸的Vom Mises等效應力云圖.從圖中可以看出，應力最大的位置仍然在軸頸和右端曲柄臂相連的過渡圓角下部，但壓應力要比拉應力大很多，分別為198 MPa、5.77 MPa，應力均小于材料的屈服強度480 MPa.但還需進一步對其進行疲勞強度校核.

圖6　改進曲軸受壓的Vom Mises等效應力云圖

圖7　改進曲軸受拉的Vom Mises等效應力云圖

在工程設(shè)計中，曲軸疲勞強度校核通常采用Goodman直線或折線方程的疲勞安全系數(shù)進行評價，計算公式如下[4-5]：

nσ=δ-1/(kσδa/(εσβσ)+Ψσδm)

(4)

式中：δ-1為對稱疲勞極限，取值為360 MPa；kσ為應力集中系數(shù)，取值為1；εσ為尺寸系數(shù)，取值為0.84；βσ為強度系數(shù)，取值為1.4；Ψσ為不對稱敏感系數(shù)，取值為0.36.以上數(shù)據(jù)均由文獻[5]提供.δa為應力幅，可通過圖6、圖7的應力云圖得到，其值為(198-5.77)/2=96.12 MPa.δm為平均應力，其值為(198+5.77)/2=101.89 MPa.

通過式(4)，便可得到疲勞安全系數(shù)，表1為曲軸結(jié)構(gòu)改進前后的對比數(shù)據(jù).從表中可以看出，曲軸改進后，最大Vom Mises等效應力值明顯下降，疲勞安全系數(shù)明顯提高，而且其值大于1.8，滿足設(shè)計要求，屬于安全的.圖8為改進后的曲軸實物圖.

表1　曲軸改進后對比數(shù)據(jù)

圖8　改進后的曲軸

3結(jié)論

通過有限元軟件對三輪摩托車發(fā)動機的曲軸進行受力分析，可以得到以下結(jié)論：(1)曲軸斷裂主要是由于發(fā)動機在膨脹沖程的上止點附近，受到壓載荷的作用，產(chǎn)生的應力值大于材料的屈服強度，導致曲軸材料破壞，出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象；(2)通過增加曲軸直徑、曲頸和曲柄臂相連的過渡圓角值，選擇更好的曲軸材料，可以有效減少曲軸工作時產(chǎn)生的應力.通過疲勞強度校核，此方案是可行的，改良后的曲軸完全滿足疲勞強度的設(shè)計要求.

參考文獻:

[1]王曉華,崔志琴,張騰,等. 汽車發(fā)動機曲軸的參數(shù)化設(shè)計[J]. 農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2011(12):43-45.

[2]蔣明安,王金生. 有限元方法在發(fā)動機曲軸斷裂分析的應用[J].機械工程師, 2013(12):163-164.

[3]黃以兵. 16V17柴油機曲軸研制與有限元分析[D].山東理工大學,2012.

[4]鄧召文,陳濤. 基于ANSYS的BN492發(fā)動機曲軸有限元分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2010(8):29-33.

[5]劉必榮. 基于ANSYS的小型柴油機曲軸應力分析[J].拖拉機與農(nóng)用運輸車,2004 (3):30-32.

收稿日期：2015-11-16

基金項目：臺州市科技計劃資助項目(14GY06)

作者簡介：蔣明安 (1963-)，男，浙江臺州人，高級工程師，主要研究方向為機械設(shè)計與制造工藝.

文章編號：1006-3269(2016)02-0034-03

中圖分類號：TG385.2; TG316

文獻標識碼：A

doi:10.3969/j.issn.1006-3269.2016.02.008

Fracture Analysis and Structural Improvements of the Engine Crankshaft

JIANG Ming-an，ZHOU Rui-li，HUANG Bi-jun

(Taizhou Vocational and Technical College, Taizhou 318000,China)

Abstract：The fracture of the three wheeled motorcycles crankshafts greatly affects customers use and corporate reputation. This paper carries out the static analysis of engine crankshaft by the finite element software, and found out the fracture position which is consistent with the actual fracture position. Crankshaft structural parameters of the fracture position have been modified and the material has been adjusted which reaches a satisfied result.

Key words:crankshaft；fracture；structural improvement