内燃机曲轴性能分析及裂纹研究1

大连理工大学
硕士学位论文
内燃机曲轴性能分析及裂纹研究
姓名：孙连科
申请学位级别：硕士
专业：动力机械及工程
指导教师：宋希庚;唐斌
20061201
内燃机曲轴性能分析及裂纹研究
在下面的计算结果分析中，由于采用的是Ｋｇ．ｍｍ．ｓ单位制，得出的结果中，应变的单位为ｍｍ，应力的单位为ＫＰａ。

３．３．１应变分析
Ｉ缸发火时的应变示意图如图３．８所示，最大变形处位于第一连杆轴颈上端面处，变形量为０．２７５ｍｍ。

图３．８１缸发火曲轴应变示意图
Ｆｉｇ．３．８Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎｓｋｅｔｃｈｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈｌｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
５缸发火时的应变示意图如图３．９所示，变形量为０．２８０ｍｍ。

３缸发火时的应变示意图如图３．１０所示，变形量为０．３４６ｍｍ。

最大变形处位于第五连杆轴颈上端面处，
最大变形处位于第三连杆轴颈上端面处，
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图３．９５缸发火曲轴应变示意图
Ｆｉｇ．３．９Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎｓｋｅｔｃｈｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈ５ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
图３．加３缸发火曲轴应变示意图
Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎｓｋｅｔｃｈｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈ３ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
Ｆｉｇ．３．１０
３．３．２应力分析
ＶｏｎＭｉｓｅｓ于１９１３年提出了一个屈服准则，这个屈服准则被称为ＶｏｎＭｉｓｅｓ屈服准则．它的内容是：当点应力状态的等效应力达到某一与应力状态无关的定值时，材料就
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屈服：或者说材料处于塑性状态时，等效应力始终是一不变的定值。

Ｖｏｎｍｉｓｅｓ应力就是一种当量应力，它是根据第四强度理论得到的当量应力，在ＡＮＳＹＳ中求出的最大主应力即为Ｖｏｎｍｉｓｅｓ应力。

从应力分布云图可以看出，应力最大处位于轴颈过渡圆角处。

ｌ缸发火时的应力分布如图３．１ｌ所示，从图中可以看出，受力最大部位并不是在轴颈过渡圆角处，而是在第一曲拐主轴颈左右两侧模拟弹簧支承处，这是因为在发动机的工作过程中，曲轴是通过主轴承的润滑油膜来传递载荷的。

油膜位于曲轴主轴颈表面和主轴承孔表面之间，油膜压力将轴颈和轴承分开并承受由轴颈传递给轴承的载荷。

主轴颈表面的实际受力并不是点支承，而是整个面上有力的作用，所以弹簧支承点处的应力值较大，为奇异点。

除弹簧支承点及附近点外，受力最大部位位于轴颈过渡圆角处，主轴颈过渡圆角处的最大应力值为１１２．７２ＭＰａ，连杆轴颈圆角处的最大应力值为９５．８６ＭＰａ。

５缸发火时的应力分布如图３．１２所示，除弹簧支承点及附近点外，受力最大部位是位于轴颈过渡圆角处，主轴颈过渡圆角处的最大应力值为１０８．６２ＭＰａ，连杆轴颈圆角处的最大应力值为９２．７６ＭＰａ。

３缸发火时的应力分布如图３．１３所示，除弹簧支承点及附近点外，受力最大部位是位于轴颈过渡圆角处，主轴颈过渡圆角处的最大应力值为１２５．７２ＭＰａ，连杆轴颈圆角处的最大应力值为１０５．８６ＭＰａ。

对于ｌ、５、３缸发火时受力分析，可以看出３缸发火时的应力和变形均较大。

图３．１ｌｌ缸发火曲轴应力分布图
Ｆ培３．１１Ｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈ１ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
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图３．１２５缸发火曲轴应力分布圈
Ｆｉｇ．３．１２Ｓ扭鲻ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ
ｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａ矗ｗｉｔｈ５ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
图３．１３３缸发火曲轴应力分布图
Ｆｉｇ．３．１３Ｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａ矗ｗｉｔｈ３ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
对３缸发火时采用支反力方案进行分析时，得到的应变和应力分布图分别如图３．１４和３．１５所示。

从图中我们可以看出，曲轴最大受力处与采用约束方案时有所不同，如图所示，并且变形量也较大为０．４６２ｍｍ。

采用支反力方案时，由于在对主轴颈的处理上，没有采用点支承的方式，不存在应
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力集中的现象，所以曲轴受力最大部位位于轴颈过渡圆角处，但由于在求支反力时，对曲轴作了一些假设，从而由材料力学知识而求得支反力会有一定的误差。

采用支反力方案求得的曲轴最大应力值较大，主轴颈过渡圆角处的最大应力值为１５１．２ＭＰａ，连杆轴颈圆角处的最大应力值为１２５．３６ＭＰａ，比采用约束方案的计算结果要大。

图３．１４３缸发火曲轴应变示意图
Ｆｉｇ．３．１４Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎｓｋｅｔｃｈｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈ３ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
图３．１５３缸发火曲轴应力分布图
Ｆｉｇ．３．１５Ｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔｗｉｔｈ３ｃｙｌｉｎｄｅｒｉｇｎｉｔｉｏｎ
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进行计算。

对于曲轴实体仍然采用Ｓｏｌｉｄ４５单元，单元通过８个节点来定义，每个节点有３个沿着ｘｙｚ方向平移的自由度。

为了较真实地反映曲轴的约束情形，在一端面上约束部分节点的三个方向的自由度，而在另一端面中心附近的几点约束其径向位移为零。

这种约束可使曲轴相对于机体能自由的沿轴向变形。

４．３计算结果分析
单拐曲轴应力云图如图４．２所示，图中所示的最大应力值出现在主轴颈端面处，而不是在过渡圆角处，这是因为只是对端面处部分节点施加了位移约束，产生应力奇异点。

主轴颈圆角处最大应力值为１１５．７ＭＰａ，连杆轴颈圆角处最大应力值为１０５．３３ＭＰａ，比用整体曲轴计算时应力值偏小。

图４．２曲轴应力分布图
Ｆｉｇ．４．２Ｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｍａｐｏｆｃｒａｎｋｓｈａｆｔ
４．４结构参数对圆角应力的影响
本节主要讨论了曲柄销长度，曲柄臂厚度以及轴颈过渡圆角半径对圆角处最大应力值的影响。

同时还研究了结构参数的变化对圆角处应力分布的影响。

图４．３所示为在其它结构参数不变的情况下，即在保持原曲轴结构参数的情况下，研究了过渡圆角最大应力随曲柄销长度的变化规律。

由图中可以看出随着曲柄销长度的增加，主轴颈处过渡圆角和曲柄销处过渡圆角应力都在增加，曲柄销长度增大到一定值时，连杆轴颈处最大应力值增加比较明显，而主轴颈处最大应力值增加较小。

因此，在曲轴结构的设计中，要尽量的减小曲柄销的长度，但同时也要考虑到发动机尺寸的限制以及各种因素的影响，合理的选取曲柄销的长度。

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图４．９所示为连杆轴颈圆角处圆周方向应力分布，随着Ｒ的变化，应力集中部位变化很小，大体位于ｘ轴向２００。

左右．
图４．９连杆轴颈圆角处圆周方向应力分布
Ｆｉｇ．４．９Ｃｉｒｃｕｍｆｅｒｅｎｔｉａｌｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｏｆｒｏｕｎｄｃｏｍｃｒｏｆｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ－ｒｏｄ
４．５小结
本章在整体曲轴的基础上，取受力最大的第三曲拐为研究对象，对其进行了有限元分析。

然后在单拐的基础上，相对于其它结构参数不变的条件下，研究了曲柄销长度、曲柄臂厚度以及轴颈处过渡圆角等结构参数对轴颈圆角处最大应力值的影响。

最后分析了曲轴结构参数变化时对圆角处应力部位的影响。