內燃機車柴油機曲軸的結構優化設計

吳 剛，曾億山

（1.安徽文達信息工程學院 實驗實訓與固定資產管理處，安徽 合肥 231201；2.合肥工業大學 機械工程學院，安徽 合肥 230009）

內燃機車柴油機在日常生活中應用非常廣泛，航空飛機、水上運輸船舶、陸地上的各種運輸車輛以及建筑、礦山、石油和工程等機械大多采用內燃機為動力，在運輸行業中起到不可替代的作用。為了更好發揮其功用，在掌握內燃機車柴油機的結構組成和工作原理的同時，可以通過對各個組成部件的結構分析和優化設計來不斷加大對其質量和性能的提升。基于曲軸是內燃機車柴油機結構中的重要組成零件和核心部件，它的旋轉運動是柴油機工作過程中其他系統附件工作的基礎和保障，且在實際工況中受力情形比較復雜，其結構的優化和性能的穩定對柴油機的運轉至關重要，直接影響柴油機的可靠性和壽命，所以曲軸是需要特別關注和研究的對象。隨著發動機曲軸工作條件發生不同程度的變化，如何準確地利用有限元分析法對曲軸進行受力分析及結構優化，著力構建發動機曲軸最優設計方法至關重要[1]。

內燃機車柴油機工作過程如圖1所示，其穩定性和性能均受到曲軸的直接影響，曲軸承受柴油機中缸內燃氣作用力、旋轉質量的離心力、周期變化的氣體慣性力和往復慣性力產生的交變載荷[2]。正是由于載荷的交變性質，于是設計出來的曲軸一定要有足夠的抗彎曲疲勞強度。

圖1 柴油機工作過程

文章通過依托494Q 型柴油機的曲軸參數，在已有曲軸設計研究知識的基礎上，對其結構和在工作過程中的受力情況進行分析，結合有限元分析處理方法進行參數優化，為曲軸的優化設計所需滿足的條件以及如何提升其疲勞強度的研究提供科學的參考依據，充分提升其精度和強度，以期制造出更高質量的產品。

1 曲軸的結構及受力分析

曲軸是內燃機車柴油機中承受沖擊載荷和傳遞動力的重要零部件，與飛輪、活塞等組成曲柄飛輪機構如圖2所示，通過曲軸的旋轉力矩向外輸出動力。

圖2 曲柄飛輪機構

曲軸在工作過程中，承受的作用力主要來自彎矩和扭矩兩種載荷結合而成的規律性變化往復載荷，氣缸的爆發壓力變化對曲軸的性能有很大的影響，其主要破壞形式為彎曲疲勞。一定要充分考慮曲軸的彎曲疲勞強度設計。結合已掌握的柴油機設計知識，可知曲軸軸頸的重疊度A直接影響著曲軸在工作過程中的彎曲疲勞強度。曲軸軸頸的重疊度A受主軸頸直徑、曲柄銷直徑和曲柄銷與主軸頸中心距等因素影響，其計算公式為：

其中：D1為主軸頸直徑；D2曲柄銷直徑；r 曲柄銷與主軸頸中心距。

在曲軸設計過程中，增加曲軸軸頸的重疊度A，除了可以改善受力情況外，同時還可以提高曲軸彎曲疲勞強度。

對曲軸結構分析和優化設計時，在載荷方面，要充分考慮曲軸可以經受充足的彎曲疲勞強度，曲軸上連接運轉的部位要能夠承受住磨損，盡可能避免曲軸截面過渡處的應力集中，以保障曲軸在受力時有足夠抵抗彈性變形的能力[3]。一般選擇曲軸在一個循環周期內承受的最大扭矩作為曲軸扭轉強度計算的主要條件，同時曲軸所受到的扭矩還受到曲軸轉角的影響，在計算過程中還需考慮轉角位置。

內燃機車柴油機中的發動機曲軸載荷主要是來自氣缸中的燃燒壓力，其形式主要有活塞桿往復慣性力、活塞銷作用力、曲柄的旋轉慣性力和其他形式產生的附加受力情況，如圖3所示。

圖3 曲軸受力示意圖

活塞作用力為活塞所受壓力差值與活塞有效面積的乘積，可表示為:

Fg=（Pg－Pa）

其中：D為氣缸直徑，單位為mm；Pg為缸內氣體絕對壓力，單位為MPa；Pa大氣壓力，單位為MPa。

活塞桿往復慣性力和活塞運動部件的質量息息相關，和活塞加速度成正比，其中加速度受曲柄半徑和曲柄旋轉角速度等因素影響，可表示為:

其中：mj為運動機構質量；a 為活塞加速度；R為曲柄半徑；ω為曲柄旋轉角速度；α為曲柄轉角；L為連桿長度。

發動機曲軸主軸頸處過渡圓角和曲柄銷處過渡圓角應力會跟著曲軸的曲柄銷長度的增加而增加，隨著曲軸的曲柄銷長度增加到某一數值時，曲柄銷處過渡圓角最大應力值增加比較明顯，而曲軸主軸頸處過渡圓角最大應力值增加較小。由此可見，進行曲軸機構設計時，應盡可能地減少曲軸的曲柄銷長度，與此同時還應考慮到內燃機車柴油機尺寸的影響以及其它因素的限制[4]。

2 曲軸實體建模

曲軸的結構型式不是唯一的，主要有整體式和組合式兩種。整體式曲軸是采用整體鍛造或鑄造成型，其剛度和強度比較高，且在實際工況中比較穩定。一般所需曲軸的尺寸數值較小時，普遍采用此種結構型式。組合式曲軸結構是將曲軸分解成多個便于加工的單元，每個單元獨自加工好后再進行組合裝配，采用液壓方式組合成型的曲軸稱為組合式曲軸。一般所需曲軸的尺寸數值較大時，基本上采用組合式曲軸。因為尺寸比較大的曲軸，它的結構上曲拐比較多，使用整體式曲軸鍛造或鑄造非常困難，加工制造的過程中必須使用大型專業設備，且在加工制造的過程中非常容易出現某些部分加工不合格或導致損壞的現象，難免會造成整體報廢。

依據當前曲軸在內燃機車柴油機中的具體應用，在現有專家或學者研究的基礎上，結合所掌握的曲軸結構和功用等方面的知識，文章選用單缸內燃機車柴油機為研究分析對象，針對所分析494Q型發動機曲軸的主要技術參數見表1所列[5]。由于該對象的曲軸尺寸較小，所以采用整體式曲軸結構。

表1 曲軸的主要技術參數（單位：mm）

鑒于內燃機車柴油機曲軸的結構比較復雜，在對曲軸進行實體建模時，如果把各種小的圓角和倒角以及油孔等結構元素都包含進去，那么在對曲軸實體建模進行劃分網格時就會非常繁雜，同時還會出現許多不理想的單元。結合已有設計和建模的經驗，可以知道曲軸的受力最大處在其主軸頸過渡圓角和軸頸處。為了提高分析速度，在對曲軸進行三維造型設計時，一般忽略小的倒角和圓角以及油孔。

進行曲軸的實體建模，必須具備曲軸各細節特征的尺寸等技術參數。在上文完成曲軸的結構及受力分析的基礎上，對所參考的494Q 型發動機曲軸的主軸頸直徑和長度等主要技術參數進行優化，為實體建模提供數據。借助三維建模軟件中的草圖、拉伸、坐標系、曲線、建模特征、編輯工具、基準平面、圖層和布爾運算等命令，完成實體建模，如圖4所示。

圖4 曲軸實體建模

3 曲軸優化設計

3.1 網格劃分

通過有限元分析軟件對曲軸實體建模進行優化設計時，有限元分析所需要的時間及處理結果的精度與網格劃分的質量緊密相關。在優化設計此型號柴油機曲軸時，需要重點考慮其在實際工作過程中應力集中等部位，結合不同部位受力時的數據變化梯度，采用不同的網格密度進行分析計算。在對數據變化梯度較大的部位進行計算時，采用相對密集的網格密度，相反在對數據變化梯度較小的部位進行計算時，采用劃分相對稀疏的網格密度，盡可能達到實現減小模型規模的目的。因此結合曲軸的連桿軸頸和主軸頸過渡圓角處應力集中情形，完成曲軸實體建模后對其結構進行網格加密劃分，將網格劃分形式選擇為基于混合曲率的網格并且將圓中最小單元數提高到16，同時將高級雅克比點設置為16 點，可以科學準確地反映出在曲軸優化設計過程中數據變化梯度的規律。

采用上述方式對曲軸進行網格劃分，可以使得曲軸網格劃分時圓角等應力集中部位的網格細化比例更高，提高網格劃分的質量及網格精度，可以明顯地觀察到圓角等應力集中易發生部位的網格劃分圖，如圖5所示。

圖5 曲軸的網格劃分圖

3.2 邊界條件設定

曲軸在不同工作狀況下，其所具有的邊界約束條件是固定的，在施加約束條件時應該按照實際受力情況進行約束，曲軸各個主軸頸上施加軸承約束，如圖6所示。約束條件過多會導致曲軸受力位置處過約束，形成局部應力集中；約束條件過少會導致曲軸受力位置欠約束，影響分析和處理的真實性。

圖6 曲軸各個主軸頸上施加軸承約束圖

3.3 載荷邊界條件設定

由于曲軸外形結構并不是對稱的，其應力集中最大位置可能發生在每個工作缸體的不同轉角時，因此每一次需要分析四個工作狀態下的最大受力情況，按照自由端從左往右的順序，分別命名為第一、第二、第三、第四曲柄銷。通過上文曲軸受力示意圖和活塞作用力公式，結合現有的技術參數可以計算出曲柄銷承受的切向載荷、法向載荷和扭矩，曲柄銷不同轉角工作狀態下的曲柄銷載荷（含受力和扭矩）最大時數據見表2所列。

根據表2 中曲軸曲柄銷在不同轉角工作狀態下的載荷數據變化情況，可以清晰地看到曲軸曲柄銷在不同轉角時的轉矩變化情況。

3.4 有限元分析

專業技術人員之前在進行曲軸結構分析與優化設計的過程中，通常情況下是采用已有的公式和已掌握的相關知識點進行分析、計算、校核和設計。然后再將分析數據和計算結果與構想的設計目標或功能實現進行對比，指出現有曲軸在結構和實際應用中的工況等方面存在的問題或不足。提出解決或優化設計的思路或方案，協同制造人員設計加工出初始實驗品，再對其進行測試和分析計算等試驗，最后再把試驗結果和有關數據融入到曲軸的優化設計中。但是由于曲軸結構的復雜性和實際工況環境的不確定性，使用這種設計方法對曲軸的一些關鍵部位或重要位置分析計算出的數據往往不夠精確，同時花費周期較長，設計工作效率較低，很難達到理想化效果。

為了滿足當前柴油機曲軸分析和優化設計的需要，計算機應用技術中的有限元分析法就備受歡迎，使用有限元分析可以精準地進行輔助設計與計算。采用有限元分析法對曲軸進行結構分析與優化設計，可以有效避免傳統重復試驗帶來的弊端或不理想狀況，杜絕由于人為計算等原因造成的數據誤差，同時可以準確實現對應力集中部位的網格進行細化處理，同時還可以實現對曲軸結構上應力變化均勻的重要位置適當加大網格處理，從而得到科學合理的計算數據和結果。

在上文完成494Q型單缸發動機曲軸尺寸數據等主要技術參數優化和實體建模的基礎上，使用有限元分析軟件進行曲軸的疲勞強度計算，計算出曲軸各工作狀態下的載荷，結合屬性定義、網格劃分、約束及其材料的SN 曲線，通過使用有限元分析法得到曲軸的應力云圖，如圖7所示。同時得到曲軸的應變安全系數云圖，如圖8所示[6]。

圖7 曲軸的應力云圖

圖8 曲軸的應變安全系數云圖

從圖7 可以看出，在不同的轉角下，曲軸的受力情況、應力集中發生的位置以及應力大小。在轉角為10°時應力最大，且應力集中發生的位置處于第一曲柄銷。從圖8可以看出，安全系數與應力和應變薄弱位置相同，該位置安全系數為2.05。綜上所述，可以觀察到應力最大位置與安全系數最低位置是損壞最易發生的位置。

綜上所述，結合網格劃分和載荷邊界條件設定等分析內容，一般情況下對曲軸進行有限元分析時通常只對其結構中的一些具有代表性的部位進行分析，盡可能地對其邊界條件和約束條件等進行簡化，這樣不僅可以使計算效率得到保證，同時還可以得到精確的計算結果。另外，在對曲軸進行結構分析與優化設計時，特別是優化曲軸設計參數時，應當盡量減小應力集中現象，從而減小最大彎曲應力，曲軸的重疊度越高，其抗彎剛度和抗扭強度越高。需要引起注意的是隨著曲柄銷直徑的增加，轉動慣量也會隨之增加，所以曲柄銷直徑不宜過大。與此同時，通過有限元分析和類比計算，可以發現曲柄銷長度減小，縱向尺寸減小，隨之剛度增大。

4 結語

通過采用有限元方法對柴油機曲軸在工作過程中的載荷工況、受力分析、應力分析等方面進行分析研究，使得曲軸的優化設計更加科學合理。分析結果可以清楚準確地發現在進行曲軸優化設計中，曲柄銷直徑和長度對曲軸受力和剛度的影響。采用較大的曲柄銷直徑值，可以有效降低其曲柄銷的比壓，減少或避免損壞情況的發生，增大曲軸的彎曲剛度以及扭轉剛度，提升耐磨性，對于提高曲軸設計水平具有重要的借鑒意義。