大偏心量重載的組合式曲軸及其彈性支撐方式的探討

趙旭哲

(美國伊利諾伊理工大學，芝加哥 60616)

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大偏心量重載的組合式曲軸及其彈性支撐方式的探討

趙旭哲

(美國伊利諾伊理工大學，芝加哥 60616)

本文對曲軸的四種彈性支撐方式進行了有限元分析，得到了支撐軸套分別采用四種不同支撐材料的曲軸及彈性支撐的最大應力和應變。以630 kN曲柄壓力機所使用的曲軸為例，采用Pro/e軟件設計并建立了整體式曲軸、組裝式曲軸和部分組裝式曲軸在剛性支撐時的三維模型。采用ANSYS軟件分別對三種曲軸結構進行了有限元分析，得到了三種曲軸結構的最大應力和應變。從制造工藝、與連桿裝配、最大應力和應變等方面對三種曲軸進行了分析對比，為以后曲軸的設計提供參考依據。

大行程重載場合；曲柄壓力機；曲軸；彈性支撐

0 前言

近年來用于船舶工業的大曲軸和用于重型卡車上的重載大偏心量曲軸需求量增大，由于曲軸服役工況的惡劣，整體式曲軸多處存在應力集中，為獲得優良的內部微觀組織、宏觀的良好機械性能和形狀尺寸精度。通常采用整體鍛造毛坯，再進行復雜的機械切削加工。曲軸偏心結構的切削加工需要專用的曲軸切削加工機床、工序復雜[1]。復雜的曲軸結構在調質熱處理時容易導致工件變形量大，增加了金相組織控制難度，制造成本高。

曲軸結構的支撐剛度可近似為完全剛性支撐。 重載曲軸受力時，其支撐結構的彈性變形量小，使曲軸過渡圓角處產生嚴重的應力集中，這些應力集中往往是零件破壞的根源[2]，有可能導致曲軸斷裂。在曲軸的支撐處采用彈性支撐，可顯著降低曲軸受力時的應力集中，提高曲軸的安全性和可靠度。

整體鍛造的偏心式曲軸，與曲軸偏心軸頸相連的連桿大端無法采用非剖分的整體圓環的低摩擦系數的滾動軸承(通常滾動摩擦系數是滑動摩擦系數的十分之一左右)。為了能將連桿順利安裝在曲軸軸頸上，連桿大端必須采用剖分式滑動軸承[3]，這無疑增加了連桿的制造難度及成本。

針對整體曲軸及剛性支撐的機械結構存在的問題，本文提出適用于大行程重載場合的新型組合式曲軸結構及彈性支撐方式。

1 不同材料對整體式曲軸的強度與剛度的影響

整體曲軸及彈性支撐的三維模型如圖1所示，曲軸本體主要由中部的偏心軸頸、兩端的支撐軸頸和側板三部分組成，一般由結構鋼中的中碳合金鋼或鑄鋼通過鍛造或鑄造成形為一個整體。曲軸的機械支撐部分主要由支撐板和支撐軸頸組成，支撐板材料為結構鋼。為便于進行有限元比較分析[4]，改變曲軸機械支撐剛度大小，通過支撐軸套材料不同來實現。某公稱壓力為630 kN的通用的開式曲柄壓力機[5]，其曲軸及其支撐的主要尺寸如圖2所示。該曲軸軸套分別選用結構鋼、鋁合金、銅合金和鎂合金等材料時，對曲軸的支撐剛度進行有限元分析和對比。

圖1 整體曲軸及彈性支撐的三維模型Fig.1 D model of integral crankshaft & its elastic support

圖2 630 kN曲柄壓力機的曲軸及支撐尺寸Fig.2 Crankshaft & elastic support’s size of 630 kN crank press

將建好的模型導入ANSYS中進行有限元分析，設置支撐軸套材料。ANSYS自帶的各材料參數見表1。

表1 材料參數

在工作過程中，曲軸及其結構鋼支撐的最大應力出現在支撐軸套(結構鋼)上，為171.12 MPa，如圖3所示。支撐軸套(結構鋼)的最大應力發生在支撐軸套(結構鋼)與支撐板結合的邊緣處，為171.12 MPa，如圖4所示。曲軸上的最大應力出現在支撐軸頸和曲軸左右對稱的側板過渡的位置，為167.18 MPa，如圖5所示。曲軸及結構鋼支撐的最大變形發生在側板頂部，為0.194 mm，如圖6所示。

圖3 曲軸及結構鋼支撐的應力分布Fig.3 Stress distribution in crankshaft & structural steel support

圖4 結構鋼支撐處的應力分布Fig.4 Stress distribution in structural steel support site

圖5 結構鋼支撐的曲軸的應力分布Fig.5 Stress distribution in crankshaft in structural steel support

圖6 曲軸及結構鋼支撐的變形情況Fig.6 Deformation in crankshaft & structural l steel support

采用同樣方法對鋁合金、銅合金、鎂合金制造的支撐軸套進行應力和變形的有限元分析。其結果見表2。

表2 整體曲軸及不同彈性支撐最大應力和變形

對比表2的有限元分析結果和應力變形分布圖，可以發現：

(1)在四種材料中，能夠使曲軸及其支撐的最大應力和應變最小的是銅合金，支撐軸套采用銅合金的曲軸及其支撐的最大應力為166.64 MPa，最大變形為0.136 mm；使曲軸及其支撐的最大應力和應變最大的是鎂合金，支撐軸套采用鎂合金的曲軸及其支撐的最大應力為217.39 MPa，最大變形為0.197 mm。支撐軸套采用銅合金的曲軸及其支撐比采用鎂合金的最大應力降低了23.3%，最大變形降低了31.0%。

(2)支撐軸套采用結構鋼的曲軸及支撐的最大應力出現在支撐軸套上，且位于支撐軸套與支撐板結合的邊緣處。支撐軸套采用鋁合金、銅合金和鎂合金的曲軸及支撐的最大應力都出現在曲軸上，且都位于支撐軸頸和側板過渡的位置。

(3)支撐軸套采用結構鋼、鋁合金、銅合金和鎂合金的曲軸及支撐的最大變形都出現在曲軸上。但支撐軸套采用結構鋼的曲軸及支撐的最大變形出現在曲軸側板的頂部，而支撐軸套采用鋁合金、銅合金和鎂合金的曲軸及支撐的最大變形都出現在偏心軸頸的中部。

2 整體式曲軸及剛性支撐時的有限元分析

整體式曲軸結構整個曲軸是一次性鍛造或鑄造完成的。采用Pro/e建立整體式曲軸的三維模型如圖7所示。為防止曲軸在支撐軸頸與偏心軸頸兩個過渡處產生應力集中，在支撐軸頸與偏心軸頸兩個過渡處設計圓角R=9 mm，如圖8所示。

圖7 整體式曲軸的三維模型Fig.7 D model of integral crankshaft

圖8 整體式曲軸的主要尺寸Fig.8 Main dimension of integral crankshaft

將整體式曲軸的三維模型導入ANSYS中進行有限元分析。如圖9所示，該曲軸的兩端的支撐軸頸上的支撐軸套筒的剛度為無窮大，即剛性支撐不發生任何變形，曲軸的最大應力出現在軸頸處，為207.46 MPa。整體式曲軸的最大變形發生在偏心軸頸中間位置，為0.111 mm，如圖10所示。將此數值模擬結果與表2的彈性支撐對比可明顯看出，剛性支撐的曲軸的軸頸處的最大應力207.46 MPa比表2中銅合金彈性支撐的最大應力為166.64 MPa高了20%，而最大變形量少了18%。由于表5采用彈性支撐方式，雖然變形量增加了，但可顯著降低曲軸上的應力。因此，在曲軸的剛度要求不高的場合，采用彈性支撐方式可大幅度提高曲軸的使用壽命。

圖9 整體式曲軸與剛性支撐時的應力分布Fig.9 Stress distribution in integral crankshaft & its rigid support

圖10 整體式曲軸與剛性支撐時的變形情況Fig.10 Deformation in integral crankshaft & its rigid support

3 組裝式曲軸與剛性支撐時的有限元分析

本文設計的新型組裝式曲軸的支撐軸頸、偏心軸頸和側板分別單獨加工，支撐軸頸可通過鍵或花鍵與側板連接在一起，組裝成一個曲軸。采用Pro/e建立整體組裝式曲軸的三維模型如圖11所示。630 kN曲柄壓力機的組裝式曲軸的主要尺寸如圖12所示。

圖11 組裝式曲軸的三維模型Fig.11 D model of assembling crankshaft

圖12 組裝式曲軸的主要尺寸Fig.12 Main size of assembling crankshaft

該組裝式曲軸結構簡單，處理工藝簡單，方便加工和組裝。曲軸偏心軸頸處的連桿大端可以采用非剖分的整體圓環的低摩擦系數的滾動軸承，有利于降低摩擦能量損耗，提高能量利用率。

采用完全剛性方式支撐，支撐剛度為無窮大。將Pro/e建立的組裝式曲軸的三維模型導入ANSYS中進行有限元分析。側板與偏心軸頸和支撐軸頸相連的圓孔未做倒角，曲軸結構的最大應力出現在側板打孔的邊緣位置，為237.26 MPa；最大變形發生在側板的下端，為0.126 mm。

為了降低應力集中，在側板與偏心軸頸和支撐軸頸相連的圓孔的邊緣位置制作5 mm×5 mm的倒角，最大應力得到顯著降低，為175.51 MPa，最大變形發生在偏心軸頸中間位置，為0.136 mm。

4 部分組裝式曲軸的設計及有限元分析

本文設計的部分組裝式新型曲軸結構，其支撐軸頸和側板做成一體，采用一次性鍛造或鑄造成型；偏心軸頸單獨加工，并組裝在兩個側板之間。采用Pro/e建立部分組裝式曲軸的三維模型如圖13所示。

圖13 部分組裝式曲軸的三維模型Fig.13 D model of partly assembling crankshaft

部分組裝式曲軸相連的連桿大端可以不采用剖分式結構，降低了連桿的制造難度及成本；此外，在曲軸偏心軸頸處的連桿大端可以采用非剖分的整體圓環的低摩擦系數的滾動軸承，有利于降低摩擦能量損耗，提高能量利用率。

將Pro/e建立的部分組裝式曲軸的三維模型導入ANSYS中進行有限元分析。部分組裝式曲軸的最大應力出現在偏心軸頸與側板連接的位置，為196.9 MPa。最大變形發生在偏心軸頸處，為0.107 mm。

5 三種結構曲軸的工藝與強度的分析對比

(1)制造工藝。整體式曲軸常采用整體鍛造或鑄造成型，鍛造時對鍛造設備要求高，后續處理工藝復雜；由于曲軸存在偏心，故還需要專用的曲軸切削加工機床；整體式曲軸的結構較為復雜，后續的調質熱處理會導致工件變形量大，金相組織不好控制，制造成本高。而整體組裝式曲軸和部分組裝式曲軸為組裝結構，各個零件可以單獨加工和處理，對加工設備的要求低，制造簡單，有利于提高生產效率，降低生產成本。對于整體式曲軸，由于偏心結構，最難加工和處理的部分就是偏心軸頸；而在整體組裝式曲軸和部分組裝式曲軸中，偏心軸頸為一根單獨的光軸，加工和處理時不存在偏心結構，大大降低了加工和處理的難度。

(2)與連桿裝配。整體式曲軸的偏心軸頸和側板做成一體，因此與偏心軸頸相連的連桿大端必須采用剖分式滑動軸承，無法采用非剖分的整體圓環的低摩擦系數的滾動軸承，導致整體式曲軸在偏心軸頸處的摩擦損耗大，能量利用率低；此外，為了能將連桿順利安裝在整體式曲軸的偏心軸頸上，連桿大端必須采用剖分式結構，增加了連桿的制造難度及成本。而與整體組裝式曲軸和部分組裝式曲軸相連的連桿大端可以不采用剖分式結構，降低了連桿的制造難度及成本；此外，在曲軸偏心軸頸處的連桿大端可以采用非剖分的整體圓環的低摩擦系數的滾動軸承，有利于降低摩擦損耗，提高能量利用率。

(3)工作過程中的最大應力和最大變形。630 kN曲柄壓力機在相同的工作條件下，整體組裝式曲軸的應力最小，比傳統的整體式曲軸降低了15.4%，比部分組裝式曲軸降低了10.9%。這主要是由于整體組裝式曲軸的支撐軸頸、偏心軸頸和側板是組裝在一起的，不存在軸頸過渡，應力集中小；而整體式曲軸由于存在軸頸過渡，容易發生應力集中，所以工作過程中產生的應力最大；部分組裝式曲軸的最大應力介于整體式曲軸和整體組裝式曲軸之間。由于整體式曲軸復雜的偏心結構，使用過程中容易在支撐軸頸與偏心軸頸兩個過渡處產生應力集中，嚴重時會導致曲軸在應力集中處產生裂紋，甚至導致斷裂[6]，一旦曲軸失效，就可能引起其他零件隨之破壞[7]。在三種曲軸結構中，變形最小的是部分組裝式曲軸，比組裝式曲軸減小了21.3%，比傳統的整體式曲軸減小了3.6%。與整體組裝式曲軸相比，部分組裝式曲軸的側板和支撐軸頸采用一次鍛造或鑄造成型，兩者為一個整體，剛度高。與傳統的整體式曲軸相比，部分組裝式曲軸的偏心軸頸單獨制造裝配，受力變形時不易受側板變形等的影響，因此部分組裝式曲軸的剛度略大于整體式曲軸。變形最大的是整體組裝式曲軸，由于整體組裝式曲軸的支撐軸頸、側板和偏心軸頸采用了組裝結構，所以剛度要略小于整體式曲軸和部分組裝式曲軸。在剛性支撐條件下三種結構曲軸的最大應力和最大變形見表3。

表3 三種結構曲軸在剛性支撐條件下的最大應力和最大變形

6 結論

(1)在支撐軸套可選用的結構鋼、鋁合金、銅合金和鎂合金四種材料中，能夠使曲軸及其支撐的最大應力和變形最小的是銅合金，支撐軸套采用銅合金的曲軸及其支撐的最大應力為166.64 MPa，最大變形為0.136 mm。

(2)整體式曲軸的加工制造工藝復雜，生產成本高，與之相連的連桿大端又必須做成剖分式結構，制造難度高。而組裝式曲軸和部分組裝式曲軸采用組裝結構，各個零件單獨加工，制造簡單，生產成本低。

(3)對比三種曲軸結構，在相同的工作條件下，組裝式曲軸的最大應力最小，為175.51 MPa，其次是部分組裝式曲軸，最后為整體式曲軸。在要求曲軸應力低的工作場合，可以優先采用整體組裝式曲軸。

(4)對比三種曲軸結構，在相同工作條件下，部分組裝式曲軸的最大變形最小，為0.107 mm，其次是整體式曲軸，最后為組裝式曲軸。在要求曲軸變形小的工作場合，可以優先采用部分組裝式曲軸。

(5)本文對不同的彈性支撐方式和三種曲軸結構分布進行了研究，但如何合理地選擇彈性支撐方式和曲軸結構進行優化組合，以實現應力應變最小化，是需要進一步研究的內容。

[1] 陳世通.發動機曲軸加工工藝分析[J].企業科技與發展，2012，14:69-71.

[2] 劉鴻文.材料力學[M].北京：高等教育出版社，1993.

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[7] 孫軍，桂長林，李震.內燃機曲軸強度研究的現狀、討論與展望[J].內燃機學報，2002，20(2)：179-184.

Discussion in assembled crankshaft and its elastic support mode in the field ofbig eccentric value and heavy-duty

ZHAO Xu-zhe

(Illinois Institute of Technology, Chicago, IL, 60616, USA)

In this paper, four kinds of support method on the crankshaft are analyzed by finite element analysis, and the maximum stress and deformation of four kinds of crankshaft and support which use four kinds of support materials respectively on support sleeve are obtained. With the technology parameters of 630kN of crank press as an example, the models of the one-piece crankshaft, the whole assembling crankshaft and the partly assembling crankshaft are established using Pro/e software. The finite element analysis of three crankshaft structure is made by using ANSYS software, and the maximum stress and deformation of three kinds of crankshaft structure are obtained. The comparison and analysis of three crankshafts in rigid support are made from four aspects of manufacturing process, assembly with connecting rod, maximum stress and deformation, and provide the reference for the design of crankshaft in the future.

situations of large stroke and heavy-duty; crank press; crankshaft; elastic support

2014-10-15；

2014-11-24

趙旭哲(1987-)，男，美國伊利諾伊理工大學碩士研究生。

U464.133+3

A

1001-196X(2015)01-0006-06