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文档简介

1、目录1 绪论1.1 本课题的目的及意义1.2 国内外研究的现状与发展趋势 1.2.1 曲轴结构设计的发展1.2.2 曲轴强度计算发展 1.3 有限元分析2 1015柴油机曲轴结构设计 2.1 曲轴的结构2.2 曲轴的疲劳损坏形式2.2.1 弯曲疲劳裂纹2.2.2 扭转疲劳裂纹2.2.3 弯曲一扭转疲劳裂纹 2.3 曲轴的设计要求2.4 曲轴的结构型式2.5 曲轴的材料2.6 曲轴的主要部件设计2.6.1 主轴颈和曲柄销 2.6.2 曲柄臂2.6.3 曲轴圆角2.6.4 润滑油道2.6.5 平衡重2.6.6 曲轴两端和轴向止推 2.6.7 曲轴的强化2.7 曲轴的强度校核2.7.1 曲柄销应力2

2、.7.2 圆角形状系数2.7.3 安全系数3有限元分析3.1 ANSYS软件介绍3.2 整体曲轴有限元模型的建立 3.2.1 有限元网格的划分3.2.2 载荷状况的确定3.3 曲轴整体模型计算结果分析 3.3.1 压应力分析3.3.2 拉应力分析3.4 疲劳强度校核3.5 结论4 总结参考文献致谢1 绪论1.1 本课题的目的及意义柴油机与汽油机相比其燃料、可燃混合气的形成以及点火方式都不相同,而柴油 机采用压缩空气的办法提高空气温度 ,因此柴油机的功率更大、经济性能更好,这也 导致柴油机工作压力大,要求各有关零件具有较高的结构强度和刚度,所以柴油机比 较笨重,体积较大;柴油机的喷油泵与喷嘴制造

3、精度要求高,所以成本较高;另外,柴油机工作粗暴,振动噪声大;柴油不易蒸发,冬季冷车时起动困难。因而柴油发动 机一般用于大、中型载重货车上 。曲轴是发动机的关键零件,其尺寸与内燃机整体尺寸和重量有很大关系,如曲柄销 直径直接影响连杆大端尺寸和重量,后者又影响曲轴箱宽度,曲轴单位曲柄长度影响内 燃机总长度,曲轴尺寸大小在很大程度上影响着发动机的外形尺寸和重量。曲轴是内燃 机曲柄连杆机构的主要组成部分、三大运动件之一,是主要传力件。它的功用是把气缸 中所作的功,通过活塞连杆汇总后以旋转运动形式输出。止匕外,曲轴还传动保证内燃机 正常工作需要的机构和系统附件(如配气机构、燃油泵、水泵、润滑油泵等),因

4、此曲轴 工作的可靠性和寿命在很大程度上影响内燃机工作的可靠性和寿命。曲轴的工作情况及其复杂,基本工作载荷是弯曲载荷和扭转载荷;对内不平衡的发动机曲轴还承受内 弯矩和剪力;未采取扭转振动减振措施的曲轴还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力 矩。这些载荷都是交变性的,可能引起曲轴疲劳失效。曲轴的破坏事故可能引起其它零 件的严重损坏。曲轴又是一根连续曲梁,结构形状复杂,刚性差,材质要求严,制造要 求高,是内燃机造价最贵的机件。随着内燃机的发展与强化,曲轴的工作条件愈加严酷 了,必须在设计上正确选择曲轴的结构形式,并根据设计要求选择合理的尺寸、合适 的材料与恰当的工艺,以求获得满意的技术经济效果 。由以

5、上所述可以看出曲轴设计 的重要性。1.2 国内外研究的现状与发展趋势1.2.1 曲轴结构设计的发展曲轴结构设计在过去的几十年中得到了飞速的发展。 在曲轴的设计初期一般是按照 已有的经验公式计算或者与已有的曲轴进行类比设计 。在进行了初步的设计后造出曲 轴样品再进行试验,通过实验数据进行适当的改进 。曲轴设计发展到今天已经有了很大的发展。随着内燃机向高可靠性、高紧凑性、高经济性的不断发展,传统的以经验、 试凑、定性为主要设计内容的设计方法已经不能满足要求,而随着电子计算机技术的不 断发展,内燃机及其零部件的设计已经发展到采用包括有限元法、优化设计、动态设计 等现代先进设计技术在内的计算机分析、

6、预测和模拟阶段 同。有限元法是最有效的数值 计算方法之一,它使人们对零部件关键参数的理解和设计更进了一步。有限元法在曲轴 的设计计算中有广泛的应用。常见的是用以计算单拐曲铀在受弯、扭时各过渡圆角及油 孔处的应力分布;也常用来计算曲柄在受弯或扭时的变形或刚度;偶尔也见用于曲轴连 续梁的计算,用以计算支座反力、支座弯矩及曲拐上的名义应力I10,o根据不同计算目的,在选择计算模型及进行网格划分时,也有不同的考虑。例如在 计算受法向力载荷下的弯曲应力时,多选用三维模型,且在圆角等应力集中严重处采用 细密的网格划分;只有在作定性分析或作圆角方案对比时,才可选用平面变厚度模型。 至于计算受扭时的应力,则必

7、须用三维模型。若用以计算曲柄的抗弯、抗扭刚度,则均 以三维模型为宜,且可采用组的网格划分,甚至略去圆角等细微构形的影响,因为网格 划分的组细及圆角等构形的影响,对刚度计算的精度影响甚小。由于曲轴工作时所受载 荷及约束均十分复杂,因此对整根曲轴进行有限元计算不易获得成功。这种能描绘整根 曲轴并能详细给出应力数据的模型也必然太庞大,求解耗费时间太长,费用太贵,也受 计算机计算容量的限制1111 0较合理的模型是用较小的有代表性的一部分来代表整根曲 轴,例如用二分之一或四分之一的曲柄来建立计算模型。具前提是在适当的计算时间内 获得足够的精度,同时也使力边界条件和约束边界条件尽量简化 |121随着现代

8、计算机技 术的飞速发展以及应用软件的开发这些在原来看来是不可能的事情在现在已经成为现 实。1.2.2 曲轴强度计算发展60年代以前很长一段时间内,人们主要用实验手段来研究曲轴的强度。随着计算 机和计算力学的飞速发展,最近30多年来曲轴计算方法的应力分析精度有了极大的提 高,可以相当精确地确定在任一工况下曲轴任意部位的应力,因此对曲轴整体的强度 也可以作比较精确的评估。60年代-70年代,产生了整体曲轴计算的连续梁模型和空 间钢架模型。在60年代末期,美国的Poter提出了一种曲柄刚度的经验算法,但方法 比较繁琐,并且缺少实验和使用的验证。后来,又有人提出了一种曲柄刚度的斜截面 法,计算精度较P

9、orter法有新的提高,但由于不能考虑削去的肩部以及中心油孔等因素的影响,计算刚度仍然比实测值大【13】现有的曲轴强度计算都归结为疲劳强度计算,其计算步骤分为以下两步一是应力 计算,求出曲轴危险部位的应力幅和平均应力;二是在此基础上进行疲劳强度计算。常 用的应力计算的方法有三种:传统法、有限元法和边界元法1141 01.3 有限元分析有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。它将求解域看成是由许多 称为有限元的小的互连子域组成,对每一单元假定一个合适的(较简单的)近似解,然后推导求解这个域总的满足条件(如结构的平衡条件),从而得到问题的解。这个解不 是准确解,而是近似解,因为实际问题被较

10、简单的问题所代替。由于大多数实际问题 难以得到准确解,而有限元不仅计算精度高,而且能适应各种复杂形状,因而成为行 之有效的工程分析手段1151 0有限元是那些集合在一起能够表示实际连续域的离散单元。有限元的概念早在几 个世纪前就已产生并得到了应用,例如用多边形(有限个直线单元)逼近圆来求得圆的 周长,但作为一种方法而被提出,则是最近的事。有限元法最初被称为矩阵近似方 法,应用于航空器的结构强度计算,并由于其方便性、实用性和有效性而引起从事力 学研究的科学家的浓厚兴趣。经过短短数十年的努力,随着计算机技术的快速发展和 普及,有限元方法迅速从结构工程强度分析计算扩展到几乎所有的科学技术领域,成 为

11、一种丰富多彩、应用广泛并且实用高效的数值分析方法1161 0曲轴是发动机中最重要、承载最复杂的零件之一,同时曲轴又是发动机中典型的 易损件之一,其强度和刚度直接影响到整机的工作性能。曲轴运转中的受力情况非常 复杂,承受着气缸内的气体压力及往复和旋转质量惯性力引起的周期性变化的载荷, 还有可能承受扭转振动、弯曲振动及轴向振动。加之曲轴形状复杂,实际上是在长度 方向上交错分布的多个主轴颈与连杆轴颈的连接体,其过渡圆角区域往往成为应力集 中处。发动机在工作过程中,曲轴内会产生交变的弯曲应力和扭转应力,导致曲轴发 生弯曲变形和扭转变形,并在圆角过渡处产生应力集中。若长时间使用发动机,不可 避免地伴随着

12、曲轴的裂纹、磨损等损耗的发生。损耗积累到一定程度必将导致发动机 故障,甚至造成重大的经济损失和人员伤亡。随着发动机的不断强化,曲轴的工作条 件愈加苛刻,保证曲轴的工作可靠性是至关重要的。面临上述问题,在设计阶段必须 找出切实可行的手段。因此如何较准确地得到交变载荷作用下发动机曲轴的应力、变形的大小及分布,校核其疲劳强度,估算其疲劳寿命,对于指导曲轴的优化、改进设 计具有重要意义11”。2 1015柴油机曲轴结构设计2.1 曲轴的结构曲轴的作用是把活塞往复运动通过连杆转变为旋转运动,传给底盘的传动机构。 同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等1181 o曲轴一般由主轴颈,连杆轴

13、颈、曲柄、平衡块、前端和后端等组成,如图 1.1所示 个主轴颈、一个连杆轴颈和一个曲柄组成了一个曲拐,直列式发动机曲轴的曲拐数目 等于气缸数,而V型发动机曲轴的曲拐数等于气缸数的一半。图1.1主轴颈是曲轴的支承部分,通过主轴承支承在曲轴箱的主轴承座中。主轴承的数 目不仅与发动机气缸数目有关,还取决于曲轴的支承方式。曲柄是主轴颈和连杆轴颈的连接部分,断面为椭圆形,为了平衡惯性力,曲柄处 常设置平衡重。平衡重用来平衡发动机不平衡的离心力矩及一部分往复惯性力,从而 保证了曲轴旋转的平稳性1191 0曲轴的连杆轴颈是曲轴与连杆的连接部分,曲柄与主轴颈的相连处用圆弧过渡,以减少应力集中。直列发动机的连杆

14、轴颈数目与气缸数相等而 V型发动机的连杆轴颈数 等于气缸数的一半。曲轴前端装有正时齿轮,以驱动风扇和水泵的皮带轮以及起动爪等。为了防止机 油沿曲轴轴颈外漏,在曲轴前端装有一个甩油盘,在齿轮室盖上装有油封。曲轴的后 端用来安装飞轮,在后轴颈与飞轮凸缘之间制成档油凸缘与回油螺纹,以阻止机油向 后窜漏。曲轴的形状和曲拐相对位置取决于气缸数、气缸排列和发动机的发火顺序。多缸 发动机的发火顺序应使连续作功的两缸保持尽量远的距离,这样既可以减轻主轴承的 载荷,又能避免可能发生的进气重叠现象。此外作功间隔应力求均匀,也就是说发动 机在完成一个工作循环的曲轴转角内,每个气缸都应发火作功一次,以保证发动机运 转

15、平稳。曲轴的作用:它与连杆配合将作用在活塞上的气体压力变为旋转的动力,传给底 盘的传动机构。同时,驱动配气机构和其它辅助装置,如风扇、水泵、发电机等。工 作时,曲轴承受气体压力,惯性力及惯性力矩的作用,受力大而且受力复杂,并且承 受交变负荷的冲击作用。同时,曲轴又是高速旋转件,因此,要求曲轴具有足够的刚 度和强度,具有良好的承受冲击载荷的能力,耐磨损且润滑良好 1201 02.2 曲轴的疲劳损坏形式曲轴的工作情况十分复杂,它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运 动惯性力及其他力矩作用下工作的,因而承受着扭转和弯曲的复杂应力。曲轴箱主轴 承的不同心度会影响到曲轴的受力状况,其次,由于曲轴

16、弯曲与扭转振动而产生的附 加应力,再加上曲轴形状复杂,结构变化急剧,产生了严重的应力集中。最后曲轴主 轴颈与曲柄销是在比压下进行高速转动,因而产生强烈的磨损。因此柴油机在运转中 发生曲轴裂纹和断裂事故不为鲜见,尤其是发电柴油机曲轴疲劳破坏较多。依曲轴产 生裂纹的交变应力的性质不同,主要有以下三种疲劳裂纹 :弯曲疲劳裂纹、扭转疲劳裂 纹和弯曲一扭转疲劳裂纹 侬,如图2.1所示。图2.1 1-弯曲疲劳裂纹 2-扭转疲劳裂纹2.2.1 弯曲疲劳裂纹曲轴的弯曲疲劳裂纹一般发生在主轴颈或曲柄销颈与曲柄臂连接的过渡圆角处, 或逐渐扩展成横断曲柄臂的裂纹,或形成垂直轴线的裂纹。弯曲疲劳试验表明,过渡 圆角处

17、的最大应力出现在曲柄臂中心对称线下方。应力沿曲轴长度方向的分布是在中 间的和端部的曲柄有较大的弯曲应力峰值。因此,曲轴弯曲疲劳裂纹常发生在曲轴的 中间或两端的曲柄上。曲轴弯曲疲劳破坏通常是在柴油机经过较长时间运转之后发生。因为长时间运转 后柴油机的各道主轴承磨损不均匀,使曲轴轴线弯曲变形,曲轴回转时产生过大的附 加交变弯曲应力。此外,曲轴的曲柄臂、曲柄箱或轴承支座(机座)等的刚性不足,柴油机短时间运转后,也会使曲轴产生弯曲疲劳破坏。2.2.2 扭转疲劳裂纹曲轴在扭转力矩作用下产生交变的扭转应力,存在扭振时还会产生附加交变扭转 应力,严重时会引起曲轴的扭转疲劳破坏。扭转疲劳裂纹一般发生在曲轴上应

18、力集中严重的油孔或过渡圆角处,并在轴颈上 沿着与轴线成45角的两个方向扩展。这是因为轴颈的抗扭截面模数较曲柄臂的小, 所以扭转疲劳裂纹多自过渡圆角向轴颈扩展,而很少向曲柄臂扩展。但若同时存在较 强的弯曲应力,则裂纹也可自圆角向曲柄臂扩展,造成曲柄臂弯曲断裂。通常扭转疲劳裂纹发生在曲辆扭振节点附近的曲柄上。发生扭砖疲劳裂纹的时间 一般是在柴油机运转初期和曲轴的临界转速位于工作转速范围内时。扭转疲劳断裂的 断面与轴线相交成450角,断面上的裂纹线近似螺旋线1221 1231。2.2.3 弯曲一扭转疲劳裂纹曲轴的疲劳破坏还可能是由于弯曲与扭转共同作用造成。常常由于主轴承不均匀 磨损造成曲轴上产生弯曲

19、疲劳裂纹,继而在弯曲与扭转的共同作用下使裂纹扩展、断 裂,最后断裂面与轴线成 450角。断面上自疲劳源起约 2/3的面积为贝纹区,呈暗褐 色;剩余1/3的面积为最后断裂区,断面凹凸不平,晶粒明亮。圆形波纹状纹理是弯曲 疲劳造成的,放射状纹理是扭转疲劳造成的,两种纹理交织成蛛网状。弯曲一扭转疲 劳裂纹有时也呈以弯曲疲劳为主或以扭转疲劳为主的破坏形式。因此,在具体情况 下,应根据断面上的纹理、裂纹方向和最后断裂区进行分析判断1241 o生产中,曲轴的弯曲疲劳破坏远远多于钮转疲劳破坏。其主要原因是由于曲轴弯 曲应力集中系数大于扭转应力集中系数,曲轴的弯曲应力难于精确计算和控制。柴油 机运转中,曲轴的

20、各道主轴承磨损是很难掌握和计算的,由它所引起的曲轴变形和附 加弯曲应力也就难于讨算和控制了。相反,曲轴的扭转应力可以通过计算准确掌握, 并可采取有效的减振措施予以平衡,只要避免柴油机在临界转速运转和扭转应力过 载,曲轴的扭转疲劳破坏就会得以控制1251 o2.3 曲轴的设计要求根据上述曲轴的损坏形式及其原因,且为避免这些损坏,曲轴在设计过程中应尽 量满足以下的要求:1 .具有足够的疲劳强度,以保证曲轴工作可靠。尽量减小应力集中,加强薄弱环 节;2 .具有足够的弯曲和扭转刚度,使曲轴变形不致过大,以免恶化活塞连杆组及轴 承的工作条件;3 .轴颈就有良好的耐磨性,保证曲轴和轴承有足够的寿命;4 .

21、曲柄的排列应合理,以保证柴油机工作均匀,曲轴平衡性良好,以减少振动和 主轴承最大负荷;5 .材料选择适当,制造方便1261 o2.4 曲轴的结构型式曲轴的支承方式一般有两种,一种是全支承曲轴,其曲轴的主轴颈数比气缸数目 多一个,即每一个连杆轴颈两边都有一个主轴颈。这种支承,曲轴的强度和刚度都比 较好,并且减轻了主轴承载荷,减小了磨损。柴油机和大部分汽油机多采用这种形 式。另一种是非全支承曲轴。其曲轴的主轴颈数比气缸数目少或与气缸数目相等。这 种支承方式叫非全支承曲轴,虽然这种支承的主轴承载荷较大,但缩短了曲轴的总长 度,使发动机的总体长度有所减小。有些汽油机,承受载荷较小可以采用这种曲轴型 卜

22、.【27】式 o鉴于本课题所设计的1015柴油机为四缸,故而动机的总体长度较小。且其常用于 重型载重车,曲轴的强度及刚度要求都较高,因此设计采用全支承曲轴。曲轴从结构上可分为整体式和组合式。整体式曲轴的毛胚由整根钢料锻造或铸造 方法浇铸出来,具有结构简单、加工方便、重量轻、工作可靠、刚度和强度较高等优 点。组合式曲轴是分段制造的,铸造时容易保证质量,降低废品率1281 ;锻造时无需较大的锻压设备,制造方便,热处理和机械加工业较方便,并可缩短生产周期。当生产 后使用中某个曲柄发现有缺陷时,可以局部更换而不必报废整个曲轴。一般的说,在选择曲轴结构时,只要生产设备允许应该尽可能采用整体式曲轴。 在大

23、型柴油机上由于曲轴尺寸与重量都较大,整体制造极为困难是,往往采用组合式 曲轴。对于本课题得设计,曲轴的尺寸较小及重量较轻,所以选择整体式的。2.5 曲轴的材料曲轴的常用材料根据其毛坯制造方法的不同可分为锻造曲轴材料和铸造曲轴材料 两大类。锻造游客分为自由锻、模锻和锻锻。自由锻适用于较小设备生产大型曲轴, 但效率太低,加工余量也大。模锻需要一套较贵的锻模设备和较大的锻压设备,生产 效率价高。锻锻可节约大量金属材料和机械加工工时,且加工出的曲轴能充分发挥材 料的强度。锻造曲轴常用材料为普通碳素钢及合金钢。铸造曲轴常用材料为球墨铸QT60-2、可断铸铁KTZ70-2、合金铸铁及铸钢ZG35等。在强化

24、程度要求不高的内燃机中,一般 选用普通碳素钢,碳素钢的韧性比合金钢高,可以降低扭转振动振幅。合金钢多用于 强化要求高的柴油机曲轴,其疲劳强度高但对应力集中敏感性大,因而对机械加工要 求也高。球墨铸铁价格低廉,制造方便,对应力集中不敏感,并可以通过合理的造型 降低应力的集中,还可通过加入合金元素、热处理、表面强化等方法提升其性能。因 此对于要求高的强度、塑性、韧性、耐磨性、耐严重的热和机械冲击、耐高温或低 温、耐腐蚀以及尺寸稳定性的曲轴较适用1291 o但球墨铸铁延伸率、冲击韧性、弹性模数及疲劳强度较低,在使用其作为曲轴材料时,应该确保轴颈和曲柄臂厚度较粗。曲轴的材料应具有较高的疲劳强度、必要的

25、硬度以及较好的淬透性。在选取材料 是不仅要考虑到机械性能,同时也要考虑工艺性、资源性和经济性。在选择材料时, 需要根据内燃机类型、用途及生产条件,确定曲轴毛坯的制造方法。并参考同类近似 机型所用材料,根据曲轴受力情况和使用习惯,凭经验选取。根据上述各种毛坯制造方法及材料特点,并结合1015柴油机结构、实际受力状况及用途,本设计曲轴毛坯采用铸造方法,曲轴材料选择球墨铸铁QT60-22.6 曲轴的主要部件设计2.6.1 主轴颈和曲柄销主轴颈和曲柄销是曲轴最重要的两对摩擦副,他们的设计直接影响了内燃机的工 作可靠性、外形尺寸及维修。轴颈的尺寸和结构与曲轴的强度、刚度及润滑条件有密 切的关系。曲轴的直

26、径越大,曲轴的刚度也越大,但轴颈直径过大会引起表面圆周速 度增大,导致摩擦损失和机油温度的增高。曲柄销直径的增大会引起旋转离心力及转 动惯量的剧烈增加,并使连杆大头的尺寸增大,这不利于连杆通过气缸取出,因此在 保证轴承比压不变的情况下,采用较大的轴颈直径Di,减小主轴颈长度L,这有利于缩 短内燃机的长度或者加大曲柄臂的厚度采用短而粗的主轴颈可提高曲轴扭振的自振频率,减小在工作转速范围内产生共振的可能性。一般情况下曲柄销直径D2总是小于主轴颈直径Di 1301。由柴油机设计手册(上)表9-1可知:直列式非增压柴油机主轴颈直径与气缸直径之比Di / D的比值范围为 0.700.80,且D =132

27、mm,U Di=92.4105.6mm 根据以上分析取D1=100.0mm各主轴颈长度都相等且与气缸直径之比L1/ D =0.350.50,即L1 =46.266.0mm 取 L1 =55mm曲柄销直径与气缸直径之比D2 / D =0.600.70 ,即D2 =79.292.4mm,取D2=85.0mm曲柄销长度与气缸直径之比L2 / D =0.350.45,即L2 =46.259.4mm,取L2=50.0mm曲轴经和曲柄销具有适当尺寸和形状的减重孔时,可以改善圆角应力分布,提高疲劳强度。因而本设计的主轴颈和曲柄销均采用减重孔,主轴颈减重孔直径d1与曲柄销减重孔直径d2均取30.0mm 即d1

28、 =d2=50.0mm2.6.2 曲柄臂曲柄臂在曲柄平面内的抗弯曲刚度和强度都较差,往往因受交变弯曲应力而引起 断裂。因此曲柄臂是整体曲轴上最薄弱的环节,设计时应注意适当的宽度和厚度,并 选择合理的形状,以改善应力的分布状况。增大曲柄臂的厚度和宽度都可以增大曲柄 臂的强度,而从提高曲柄臂的抗弯强度来说,增加厚度比增加宽度效果要好得多二由柴油机设计手册(上)表 9-1可知:曲柄臂厚度 h与气缸直径D之比h / D =0.2 0.3,即 h =26.4 39.6mm 取 h =30.0mm.曲柄臂宽度b与气缸直径 D之比b / D =0.91.3 ,即b =118.8171.6mm 取b =130

29、.0mm曲柄臂应选择适当的厚度、宽度,以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄臂在曲拐平面内的抗弯能力以其矩形断面的抗弯模数 W。来衡量:bh2 .aW(mm3) (2.1 ) -6计算得弯模数W仃=3000mm3。随着内燃机冲程缸径比S / D值的减小及曲轴轴颈的增大,使曲柄销和主轴颈产生了重叠,此时,有一部分力可以直接传递到主轴颈,因而改善了曲柄臂的受力状态,通常用重叠度来表示其重叠程度的大小,则有A=D1 +D2 -R(mm) (2.2)2式中:R-曲轴半径,R = S /2, S为内燃机冲程,且S =145mm则有R=72.5mm由此计算式2,得重叠度4 =20.0mm2.6.3 曲轴圆角曲轴

30、主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角,曲柄销和曲柄臂连接的圆角称 为曲柄销圆角。这些过渡圆角能够减小应力集中,提高疲劳强度,其半径的增大与其 表面光洁程度的提高,是增加曲轴疲劳强度的有效措施 1321 o曲轴圆角半径r应足够大,但是圆角半径过小会使应力集中严,而圆角半径的增大 会使轴颈承压的有效长度减小,因而也会减小轴承承压面积。为增大曲轴圆角半径, 且不缩短轴颈的有效工作长度,可采用沉割圆角,但设计沉割圆角时应注意保证曲柄 臂有足够厚度。曲轴圆角也可由半径不同的二圆弧和三圆弧组成,当各段圆弧半径选 择适当时可提高曲轴疲劳强度。由于沉割圆角和二圆弧以及三圆弧设计工艺十分的复杂,设计要求较高,

31、以我们 现阶段的水平难以得出准确结果,故而本设计采用等圆弧圆角。由柴油机设计手册(上)可知:r / D 0.045 ,即r之5.94mm 故取曲轴圆角半径r =6.00mm2.6.4 润滑油道轴承的工作能力在很大程度上决定于摩擦表面的额润滑品质。因此,为了保证轴 承的可靠性,主轴颈和曲柄销通常都采用压力润滑曲轴上油道和油孔的设计,对于曲轴轴承的润滑及曲轴强度都有重要的影响,因 此必须十分慎重的选择油道方案和确定油孔的位置。将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方式有两种:一种是集中供油,即将曲轴内 部做成中空的连续孔道,作为内燃机的主油道,机油从曲轴的一端输入曲轴,然后经 曲轴内孔串联流向各轴承;另

32、一种是分路供油,即机油从曲轴箱上的主油道并联进入 各个主轴承,然后通过曲轴的油道再进入相应的连杆轴承。采用集中供油时,因为机油从一端进入曲轴后需要克服很大的离心力和流动阻 力,才能供到另一端的轴承,压力损失较大。为了保持最后润滑的轴承仍有一定的油 压,进入轴承的油压必须很高,这使得曲轴油腔的密封结构复杂。因而多数内燃机采 用分路供油,且本设计也采用分路供油。油道布置主要根据润滑供油充分和对曲轴疲劳强度的影响来决定,主轴颈上的油 孔入口应保证像曲柄销供油充分;曲柄销上的油孔出口应设在较低负荷区,以提高轴 瓦的供油能力,油孔的位置应参考轴承负荷图和轴心轨迹图来确定。油道的取向对扭 转疲劳强度的影响

33、很显着。图2.2曲轴中油道的布置有很多方式,其中斜线油道在结构上是最简单的,如图 2.2所 示。但其缺点是曲柄臂与轴颈过渡处被削弱,降低了曲轴的强度,油道与轴颈的表面 交线呈椭圆形,斜角愈大椭圆度愈大,油孔边缘处的应力集中就愈严重,斜线油孔加 工工艺复杂,为避免上述缺点,可从曲柄臂肩部钻一斜孔,贯通曲柄销和主轴颈,再 在此两个轴颈上钻直油孔接通,最后将曲柄臂肩部孔堵死。油道也可布置成如图2.3所示的形式,油孔由曲柄臂钻入到主轴颈,再由曲柄臂和 主轴颈表面垂直钻通,这样的油道布置,工艺较为复杂,但能够有效的提高曲轴的疲 劳强度。图2.3由于本设计曲轴的轴颈及曲柄臂直径都比较粗,重叠度也比较大,再

34、考虑到油道 加工的工艺性,因而本设计油道的布置方式选择斜线油道油道加工的工艺性。2.6.5 平衡重平衡块是用来平衡曲轴不平衡的离心惯性力和离心惯性力矩。设计平衡重时,平 衡重应尽可能使其重心远离曲轴旋转中心,即用较轻的重量达到较好的效果,以便尽可能减轻曲轴重量,并且应尽量不增加内燃机的尺寸,在满足动平衡的条件下,还能 使曲轴的制造比较方便。曲轴上是否需要安装平衡重和怎样决定平衡重的数目,大小及位置等问题,都要 根据内燃机的用途,曲轴形状,常用工况的转速和负荷,结构和工艺上的简便程度等 因素来定。曲轴的平衡重可以与与曲轴铸成一体,这样可使加工较简单,并且工作可 靠。平衡中亦可单独制造,通过螺栓连

35、接在曲轴的曲柄臂上。本设计平衡重采用单独制造的方法,这样的设计过程较为简单,且可以根据实际 需求改动平衡重的设置1331 02.6.6 曲轴两端和轴向止推曲轴上带动辅助系统的驱动链轮和皮带轮一般装在曲轴的前端,因为结构简单, 维修方便。如果止推轴承设在后端,传动齿轮装在前端,并且又是用斜齿时,这样当 曲轴因受离合器的作用力、斜齿的轴向力和热膨胀而产生轴向外移时,将影响配气和 供油定时,从这个观点看,传动齿轮应装在后端较为合适。从曲轴扭转振动来看,前 端的振幅较大,这对装置传动机构不利。多缸发动机由于曲轴较长,往往把传动齿轮 装在曲轴后端。本设计的曲轴为多缸柴油机曲轴,因此也把传动齿轮装在曲轴后

36、端。减振器应装在振幅最大曲轴前端,用以消除扭转振动。中小型高速内燃机上的驱 动齿轮如装在前端一般采用键连接,如装在后端则视曲轴输出端的结构而定。曲轴后端设有法兰或加粗的轴颈,飞轮与后端用螺栓和定位销连接。定位销用来 保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置,故定位销的布置是不对称的或只有一 个。曲轴受热膨胀而伸长,或受斜齿轮及离合器等的轴向力会产生轴向移动,为防止 曲轴的轴向移动,在曲轴与机体之间设置止推轴承。止推轴承只能设置一个,以便使 曲轴相对于机体能自由地沿轴向作热膨胀10从减小轴向移动对配气定时和供油定时的影响出发,希望把止推轴承设在前端; 止推轴承设在后端则可以避免曲轴各曲拐承受功率消

37、耗者的轴向推力的作用;从降低 曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发,也可设在曲轴中央。2.6.7 曲轴的强化除了设计措施外,还可以利用特殊加工方法、热处理方法或化学方法强化曲轴表 面,提高曲轴疲劳强度。常见的表面强化方法有:圆角高频感应淬火、圆角滚压以及 氮化与软氮化。轴颈表面圆角感应淬火是提高轴颈耐磨性的一种简便有效的表面硬化法,适用于 大量生产。这种方法是先用高频电流加热轴颈表面,随即喷水冷却,然后回火以消除 残余应力。但这种方法易引起曲轴变形,工艺也较复杂,必须严格控制圆角淬火前残 余应力,并用特殊淬火剂控制感应电流频率,以减小变形。圆角滚压可以大幅度提高曲轴的弯曲疲劳强度,且工艺简单、工艺

38、周期短、经济 的优点,且滚压后表面光洁无裂纹。滚压硬化层的深度和最大残余应力主要取决于滚 压负荷、滚轮形状及尺寸等因素。圆角滚压时应注意减少曲轴变形,必要使主轴颈摆 差超过容许范围。氮化通常是指气体氮化,即把曲轴放在加热至一定温度的炉内,通入氨气,并保 持一段时间,使氨气热分解所产生的活性氮离子渗入曲轴表面,从而得到一种含氨组 织。这是一种化学热处理方法。氮化可以使曲轴轴颈表面形成一层具有压缩应力的表 面,从而提高曲轴的疲劳强度、表面硬度及耐磨性。而软氮化则是一种盐浴氮化方法 同样可以大幅度的提高曲轴疲劳强度,且氮化过程短。采用任何一种表面强化法都要防止曲轴变形过大,变形量大了,则必然要用压力

39、机进 行校直,而校直时难免在圆弧过渡处形成拉伸应力集中,从而严重地削弱曲轴的疲劳 强度。根据上述三种提高曲轴疲劳强度的工艺措施的比较,本设计采用最为常用的氮化 处理来提高曲轴的疲劳强度1351 02.7 曲轴的强度校核曲轴在工作中承受的是交变载荷,因此它常因疲劳而损坏,另一方面曲轴的结构 形状有很复杂,这使曲轴存在着严重的应力集中现象。应力集中促进了曲轴的疲劳损 坏,因此在内燃机设计中,对曲轴进行了疲劳强度计算是必不可少的一环。计算曲轴的弯曲应力一般有两种方法:一种是分段法(断开梁法);另一种是连续 梁法。分段法计算简单,突出了曲拐受力的主要矛盾,所以使用普遍。不过由于它忽 略了许多影响因素,

40、甚至也没有考虑相邻曲拐的影响,致使计算结果与实际情况差别较大;连续梁法近年来正逐步受到人们的重视,因为它考虑了支承的弹性安装不同心 度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响,使计算较为全面。但这种方法在分析时仍 忽略了一些难以控制、然而又非常重要的影响因素,如轴颈与轴承间的工作间隙、主 轴颈的偏心、锥度、椭圆度、作用力的形态等因素对曲轴应力的影响,使得计算结果 仍不能令人满意,这种方法也有待进一步完善。连续梁法与实际接近程度,取决于曲 轴和支撑的刚度比,它的正确值只能通过试验才能找到。因此,仅在进行已有结构的 校核时,利用连续梁法才更为精确。计算结果表明,分段法所得的应力幅值,一般都 比运转中的实

41、际值为高,仅在某些机型中有些微小偏差。若将分段法与连续梁法进行 比较,则前者比后者计算所得的曲轴危险截面应力约高1520%因此用分段法计算偏于安全。而多缸机曲轴是静不定的多支承空间连续梁,曲轴的应力状态,与支座弯矩 有关,并受支座弹性和轴承孔的不同心度影响。因此用连续梁法计算曲轴强度较为合 理 1361 0为使设计出的曲轴更安全,并限于现有的知识及所给的数据,本设计采用分段法 进行计算。2.7.1 曲柄销应力曲柄销所受弯矩随曲轴转角而变化,求出它的最大弯矩与最小弯矩,即可得出它 的最大应力与最小应力。计算简图如图 2.4所示,由图可见,作用在曲柄平面内的力 有:燃气作用力Pg、往复运动惯性力P

42、j、连杆大头离心力巳、曲柄销离心力P曲柄臂的离心力Pa及平衡重的离心力R等。图2.4曲轴支反力可由下式求出Zi=L2(Pg -Pj -P. -F2)-PL(L-a1 +a2)+PbL(L-ai-b2)+PbL(a2+b2)(ND (2.3) LLLL由于本设计的曲轴为四缸柴油机,且发火间隔角为 180:因此曲柄左右对称,则上式又可化简为1乙=2(Pg -Pj -P。-Pc2) Pa+R (N)(2.4)式中:Pb-第个曲拐上平衡重总的离心力,则有Pb =R1 +P2 ;PC- Pc=Ki+Pc2。据此可以求出在曲柄平面内作用于曲柄臂计算截面上的弯矩Mi为M1 =Z1al ( N m) (2.5

43、)再进一步求出截面处得名义弯曲应力.bh2 仃=M1/ (MPa ) (2.6) 6式中:b-曲柄臂宽度,单位为m;h-曲柄臂厚度,单位为m o将燃气作用力最大值Pg及最小值Pg如图所2.5示代入式(2.4),即求得Mi及 g maxgminmaxMimin ,再利用式(2.5)、式(2.6)求出仃max及n。图2.5有汽车构造图4-1可知,Pg =0.1 MPa 。则算得仃max=82.27 MPa , g minmax仃min =-15.11 MPa o从而算出曲柄销圆角处得名义应力幅13 =(Omax Qmin) ( MPa )(2.7)2即仃金48.69 MPa。名义平均应力10m (

44、Omax +%in)( MPa)(2.8) 2即仃m =33.58 MPa。在计算曲柄销的切应力时,首先必须找出曲轴中承受最大扭矩的曲柄。由内燃机设计可知,本设计作用在第 3曲柄上的总扭矩最大,求曲柄销上的最大扭矩Mkmax=7394.20 Nm及最小扭矩Mkmin=0Nm,则根据公式Tn =M ( MPa ) (2.9)二 D2 -d216 D2算得 %ax =62.30 MPa , mnni= =0MPa进一步求出切应力幅值为17 =一(4ax - =n) ( MPa ) (2.10)2平均切应力1 (Wax+tn)( MPa )(2.11 )2经计算得 % =31.15 MPa , 7m

45、=31.15 MPa。2.7.2圆角形状系数曲柄上的名义最大应力 仃max和Emax并不是曲柄上的最大应力,由于应力集中的缘故,曲柄上的最大应力比计算所得的最大名义应力要大得多,且轴颈和曲柄连接的圆 角处和油孔附近是曲轴应力集中最严重的部位,尤其以圆角处更为突出如图2.6。曲轴这种应力局部增高的现象,通常用形状系数来描述。本设计将以列金法分析各结构参 数度形状系数的影响。图2.6(1)圆角弯曲形状系数根据定义,可得弯曲形状系数可表示为aO-=Jumax/an (2.12)式中:Zmax-曲轴圆角处实测的最大弯曲应力,单位为 MPa。由列金法,则有圆角弯曲形状系数表达式% =% f/2 f3f4

46、 f5 (2.13)式中:标准曲轴弯曲形状系数。查柴油机设计手册(上)图9-53可知,当r/h=0.2时,口 行=2.5;f1-曲轴重叠度的影响系数。查柴油机设计手册(上)图 9-54可知,当Rd =0.2、h/d=0.3 时,G=0.84;f2 -曲柄臂宽度的影响系数。查柴油机设计手册(上)图 9-55可知,当b/d =0.2、Rd =0.2 时,f? =0.85 ;f3-曲柄空心度得影响系数。查柴油机设计手册(上)图9-56可知,当d/d=0.3 时,f3=1.00;f4-轴颈减重孔偏心距e的影响系数。查柴油机设计手册(上)图9-57可知,当 e/d=0.1 时,f4 =0.99 ;f5-

47、所计算圆角相连的曲柄臂中减重孔边缘至轴颈的距离l影响系数。查柴油机设计手册(上)图9-58可知,f5=1.12。其中d为与所计算圆角相连接曲轴轴颈的外径,d1与所计算圆角相连接曲轴轴颈的内径。将以上数据代入式11计算得0to=1.97.(2)圆角扭转形状系数根据定义,可得扭转形状系数可表示为、= %max/K (2.14)式中: max-曲轴圆角处实测的最大切应力,单位为 MPa。由列金法,则有圆角弯曲形状系数表达式% = %*24344 45 (2.15)%-轴段直径比为2的周对称的阶梯周扭转形状系数。查 柴油机设计手册(上) 图 9-62 可知, =1.62;q-曲柄臂宽度的影响系数。查

48、柴油机设计手册(上)图9-63可知,0=1.37;q2-曲柄臂厚度的影响系数。查柴油机设计手册(上)图9-63可知,q2=1.08;q3-轴颈重叠度的影响系数。查柴油机设计手册(上)图9-64可知,q3=1.00;q4-轴颈减重孔偏心距的影响系数。查柴油机设计手册(上)图 9-65可知, q4 =0.96 ;q5-鼓形减重的影响系数。由于本设计减重孔不是鼓形因此,则有qs=1o有以上数据算得 =2.73 oV2.7.3安全系数曲轴的安全系数即曲轴强度的储备系数,它表示曲轴本身的疲劳强度与工作应力 之比。(1)在只考虑弯曲时,安全系数为 (2.16)三a m式中:仃-对称循环时,曲轴材料的弯曲疲

49、劳极限。由常用材料手册可得 仃。=0.32ob,且仃b=588MPa ,贝U仃=188.16 MPa ;K-弯曲时圆角处的应力集中系数。可由公式K.= 1 + q仆-1) (2.17)其中:q0为应力集中敏感系数,查柴油机设计手册(上)表 9-16可知,q=0.5。 由此算得K仃=1.49。P-不同加工方法的影响系数,称为表面加工系数。由发动机设计讲义表 6-2 可知,强化方法采用氮化处理的曲轴,表面加工系数P=1.30;%-不同尺寸的影响系数,又称尺寸系数。查柴油机设计手册(上)表 9-14 可知,%=0.9;%-材料对应力循环不对称的敏感系数。由发动机设计讲义表3-3可知,中小0.05。有

50、以上数据可算得n仃=3.74。(2)在只考虑扭转时,安全系数为式中:Q-对称循环时,曲轴材料的扭转疲劳极限。由常用材料手册可得,1 =0.58aA,贝U f=109.13 MPa ;K-扭转时圆角处的应力集中系数。可由公式K1 + q式+1) (2.19)其中:q,为应力集中敏感系数,查柴油机设计手册(上)表 9-16可知,qT=0.22o 由此算出K广1.38;%-不同尺寸的影响系数,又称尺寸系数。查柴油机设计手册(上)表 9-14 可知,%=0.9;中尸材料对应力循环不对称的敏感系数。由发动机设计讲义表 3-3可知, =00由以上数据可算得n=2.97。3.从而可得到圆角处的总安全系数(2

51、.20)则算得n=2.33,其值大于1.5,因而符合要求。3有限元分析随着柴油机的不断强化,曲轴的工作条件愈加苛刻,保证曲轴的工作可靠性至关 重要,其设计是否可靠,对柴油机的使用寿命有很大影响,因此在研制过程中需给予 高度重视。由于曲轴的形状及其载荷比较复杂,对其采用经典力学的方法进行结构分 析往往有局限性。有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法, 是分析各种结构问题的强有力的工具,使用有限元法可方便地进行分析并为设计提供 理论依据。本设计采用ANSYST限元软件,在静应力计算部分采用整体曲轴模型进行有限元分 析和模态分析,并就单元选择及网格划分对应力的影响做了分析比较由。3

52、.1 ANSYS软件介绍ANSYSt限公司由John Swanson博士创建于1970年,该公司开发利用计算机技术 进行工程分析的软件。ANSYST限元程序是ANSYST限公司的主要产品。它开发初期是 为了用于电力工业,现在已能满足从汽车、电子到宇航、化学等大多数工业领域有限 元分析(FEA)的需要。ANSYSa件作为一个大型、通用的有限元程序,其功能已为全世 界所公认。ANSYS是迄今为止世界范围内唯一通过 IS09001质量认证的分析设计类软 件,是美国机械工程师协会(ASME)美国核安全局(NQA)及近20种专业技术协会认证的 标准分析软件。ANSYS第一个通过中国压力容器标准化技术委员

53、会认证并在17个部委推广使用的分析软件。ANSYSt件具有结构、热、电磁、流体分析等强大的功能。该软件采用 APDL参数 化设计语言,能和AutoCAD, UG, SolidWorks, I-DEAS, PRO/E 等多种CA球件接口,因 此本设计采用ANSY漱件进行有限元分析。3.2 整体曲轴有限元模型的建立传统的曲轴分析,国内外多采用单拐或1/2单拐模型。但这种方法还不能反映整体 曲轴内部应力场的分布状态,有些学者也采用连续梁理论对曲轴进行分析计算,但把 象曲轴这样复杂的结构简化成连续梁,计算结果显然是不准确的。因此,为了较为准 确地计算曲轴强度和了解曲轴内部的应力状况,本文采用曲轴三维整

54、体模型,对曲轴 进行静强度和刚度的有限元分析。3.2.1 有限元网格的划分由于曲轴结构复杂,利用有限元软件进行建模时很难保证与图纸上的曲轴结构完 全一致,因此建模时必须简化。为了减少应力集中,曲轴上不同截面的结合处都有半 径不一的倒角,如果在建模时考虑这些倒角和油孔,则会使有限元的网格非常密集, 这就大大地增加了模型的单元数量,花费大量的求解时间,而且生成的网格形状也不 理想,降低了求解精度,因此在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈与曲拐连接 处的过渡圆角1381 o单个曲拐三维模型惊醒网格划分后如图3.1所示.3.2.2 载荷状况的确定曲轴在工作时承受缸内的气体压力、往复和旋转质量惯性力的

55、作用,根据已给定 的发动机参数,通过发动机动力学计算,求得此发动机连杆轴颈载荷的最大值,及随 后曲图3.1轴再转过180度、360度、540度、720度,时连杆轴颈载荷的数值 侬。(1)曲轴的边界条件由于曲轴主要是因弯曲而破坏的,因此对曲轴受到飞轮处的扭转力可暂不考虑 0,为简便起见,对于气缸可假设,当其发火时,活塞处于上止点位置时连杆轴颈载 荷达到最大值1411 0图3.2(2)力的边界条件根据传统的方法及有限宽度轴颈油膜压力应力分布规律,并忽略油孔处压力峰值 突变的影响,假定力边界条件为:载荷沿曲柄销轴向均匀分布,沿曲柄销径向180度角范围内按余弦规律分布1421 o(3)支撑边界条件将主

56、轴承对曲轴的支撑视为弹性支座,设弹簧刚度为K ,认为K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈均布,可视K均分在曲轴纵向对称面内主轴颈中截面左右的两个对称点 上,本设计中取K值为3M1.0E+11N/m,这一刚度接近于主轴承的实际刚度1431 o在进行有限元分析时,为模拟曲轴的全支撑情况,约束弹簧对主轴颈的径向位移 ; 为模拟止推轴承的作用,可将曲轴左端面靠近轴心的对称四个节点的 Z向位移为0,以 防止曲轴沿轴向产生刚体位移1441 o载入约束后如图3.2所示.3.3 曲轴整体模型计算结果分析载入数据后,由计算机计算出各节点应力,根据这些应力的分布。3.3.1 压应力分析应力分布如图3.3所示图3.3承受压力其位移分布如图3.4所示图3.43.3.2 拉应力分析应力分布如图3.5所示承受压力其位移分布如图3.6所示图3.5图3.63.4 疲劳强度校核整体曲轴的断裂,在多数情况下首先在曲柄销圆角出现疲劳裂纹,随后裂纹向曲 柄臂发展而导致整根曲轴的断裂。只在个别情况下因曲轴支承的局部损坏引起支座弯 矩急剧增加而造成主轴颈圆角损坏1451 1461 0这主要是由于主轴颈圆角应力以压应力为 主,致使其抗交变载荷的能力增强。因此,通常仅对承载最大曲柄的曲柄销圆角进行 疲劳强度计算就能满足要求。曲柄销圆角弯曲疲劳强度安全系数可通过式

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